JP2004116542A - Continuously variable transmission - Google Patents

Continuously variable transmission Download PDF

Info

Publication number
JP2004116542A
JP2004116542A JP2002276740A JP2002276740A JP2004116542A JP 2004116542 A JP2004116542 A JP 2004116542A JP 2002276740 A JP2002276740 A JP 2002276740A JP 2002276740 A JP2002276740 A JP 2002276740A JP 2004116542 A JP2004116542 A JP 2004116542A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
continuously variable
power
variable transmission
transmission mechanism
speed
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
JP2002276740A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP4029706B2 (en
JP2004116542A5 (en
Inventor
Toshiro Toyoda
豊田　俊郎
Takashi Imanishi
今西　尚
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
NSK Ltd
Original Assignee
NSK Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by NSK Ltd filed Critical NSK Ltd
Priority to JP2002276740A priority Critical patent/JP4029706B2/en
Publication of JP2004116542A publication Critical patent/JP2004116542A/en
Publication of JP2004116542A5 publication Critical patent/JP2004116542A5/ja
Application granted granted Critical
Publication of JP4029706B2 publication Critical patent/JP4029706B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
    • F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
    • F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
    • F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
    • F16H37/086—CVT using two coaxial friction members cooperating with at least one intermediate friction member

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Transmission Devices (AREA)

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To substantialize a continuously variable transmission having a large gear ratio width. <P>SOLUTION: A continuously variable transmission unit 33 is composed by combining a toroidal type continuously variable transmission 39 and a second planetary gear type transmission unit 40. The continuously variable transmission is composed by combining a first planetary gear type transmission unit 34 to the continuously variable transmission unit 33. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明に係る無段変速装置は、例えば自動車用自動変速装置として、或はポンプ等の各種産業機械の運転速度を調節する為の変速装置として利用する。特に本発明は、大きな変速比幅を有する無段変速装置を実現すべく発明したものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用自動変速装置として、図４に示す様なトロイダル型無段変速機を使用する事が研究され、一部で実施されている。このトロイダル型無段変速機は、ダブルキャビティ型と呼ばれるもので、入力軸１の両端部周囲に、入力側ディスク２、２を、ボールスプライン３、３を介して支持している。従ってこれら両入力側ディスク２、２は、互いに同心に、且つ、同期した回転を自在に支持されている。又、上記入力軸１の中間部周囲に出力歯車４を、この入力軸１に対する相対回転を自在として支持している。そして、この出力歯車４の中心部に設けた円筒部の両端部に、出力側ディスク５、５を、スプライン係合させている。従ってこれら両出力側ディスク５、５は、上記出力歯車４と共に、同期して回転する。
【０００３】
又、上記各入力側ディスク２、２と上記各出力側ディスク５、５との間には、それぞれ複数個ずつ（通常２〜３個ずつ）のパワーローラ６、６を挟持している。これら各パワーローラ６、６は、それぞれトラニオン７、７の内側面に、支持軸８、８及び複数の転がり軸受を介して、回転自在に支持されている。上記各トラニオン７、７は、それぞれの長さ方向（図４の表裏方向）両端部に、これら各トラニオン７、７毎に互いに同心に設けられた枢軸（図示せず）を中心として揺動変位自在である。これら各トラニオン７、７を傾斜させる動作は、図示しない油圧式のアクチュエータによりこれら各トラニオン７、７を上記枢軸の軸方向に変位させる事により行なうが、総てのトラニオン７、７の傾斜角度は、油圧式及び機械式に互いに同期させる。
【０００４】
上述の様なトロイダル型無段変速機の運転時には、エンジン等の駆動源に繋がる駆動軸９により一方（図４の左方）の入力側ディスク２を、ローディングカム式の押圧装置１０を介して回転駆動する。この結果、前記入力軸１の両端部に支持された１対の入力側ディスク２、２が、互いに近づく方向に押圧されつつ同期して回転する。そして、この回転が、上記各パワーローラ６、６を介して上記各出力側ディスク５、５に伝わり、前記出力歯車４から取り出される。
【０００５】
上記入力軸１と出力歯車４との回転速度の比を変える場合で、先ず入力軸１と出力歯車４との間で減速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図４に示す位置に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周面をこの図４に示す様に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の中心寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の外周寄り部分とにそれぞれ当接させる。反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図４と反対方向に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周面を、図４に示した状態とは逆に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の外周寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、上記各トラニオン７、７を傾斜させる。これら各トラニオン７、７の傾斜角度を中間にすれば、入力軸１と出力歯車４との間で、中間の変速比を得られる。
【０００６】
更に、上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速機を実際の自動車用の無段変速機に組み込む場合、遊星歯車式変速ユニットと組み合わせて無段変速装置を構成する事が、特許文献１〜４（特開平１−１６９１６９号公報、同１−３１２２６６号公報、同１０−１９６７５９号公報、同１１−６３１４６号公報）等に記載されている様に、従来から提案されている。
【０００７】
図５は、上記各文献のうちの特許文献４（特開平１１−６３１４６号公報）に記載された無段変速装置を示している。この無段変速装置は、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機１１と遊星歯車式変速ユニット１２とを組み合わせて成る。そして、低速走行時には動力をこのトロイダル型無段変速機１１のみで伝達し、高速走行時には動力を、主として上記遊星歯車式変速ユニット１２により伝達すると共に、この遊星歯車式変速ユニット１２による変速比を、上記トロイダル型無段変速機１１の変速比を変える事により調節自在としている。
【０００８】
この為に、上記トロイダル型無段変速機１１の中心部を貫通し、両端部に１対の入力側ディスク２、２を支持した、入力軸１の先端部（図５の右端部）と、上記遊星歯車式変速ユニット１２を構成するリング歯車１３を支持した支持板１４の中心部に固定した伝達軸１５とを、高速用クラッチ１６を介して結合している。上記トロイダル型無段変速機１１の構成は、次述する押圧装置１０ａの点を除き、前述の図４に示した従来構造の場合と、実質的に同じである。
【０００９】
又、駆動源であるエンジン１７のクランクシャフト１８の出力側端部（図５の右端部）と上記入力軸１の入力側端部（＝基端部＝図５の左端部）との間に、発進クラッチ１９と油圧式の押圧装置１０ａとを、動力の伝達方向に関して互いに直列に設けている。この押圧装置１０ａには、図示しない制御器の信号に基づき、上記クランクシャフト１８から前記トロイダル型無段変速機１１に伝えられる動力の大きさ（トルク）に応じた押圧力を発生できるだけの、所望の油圧を導入自在としている。
【００１０】
又、上記入力軸１の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸２０を、上記入力軸１と同心に配置している。そして、この出力軸２０の周囲に前記遊星歯車式変速ユニット１２を設けている。この遊星歯車式変速ユニット１２を構成する太陽歯車２１は、上記出力軸２０の入力側端部（図５の左端部）に固定している。従ってこの出力軸２０は、上記太陽歯車２１の回転に伴って回転する。この太陽歯車２１の周囲には前記リング歯車１３を、上記太陽歯車２１と同心に、且つ、回転自在に支持している。そして、このリング歯車１３の内周面と上記太陽歯車２１の外周面との間に、複数の遊星歯車２２、２２を設けている。これら各遊星歯車２２、２２は、それぞれ１対ずつの遊星歯車素子２３ａ、２３ｂにより構成している。これら各遊星歯車素子２３ａ、２３ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車素子２３ａが上記リング歯車１３に噛合し、内径側に配置した遊星歯車素子２３ｂが上記太陽歯車２１に噛合している。この様な各遊星歯車２２、２２は、キャリア２４の片側面（図５の左側面）に回転自在に支持している。又、このキャリア２４は、上記出力軸２０の中間部に、回転自在に支持している。
【００１１】
又、上記キャリア２４と、前記トロイダル型無段変速機１１を構成する１対の出力側ディスク５、５とを、動力伝達機構２５により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。この動力伝達機構２５は、上記入力軸１及び上記出力軸２０と平行な伝達軸２６と、この伝達軸２６の一端部（図５の左端部）に固定したスプロケット２７ａと、上記各出力側ディスク５、５に固定したスプロケット２７ｂと、これら両スプロケット２７ａ、２７ｂ同士の間に掛け渡したチェン２８と、上記伝達軸２６の他端部（図５の右端部）と上記キャリア２４とにそれぞれ固定されて互いに噛合した第一、第二の歯車２９、３０とにより構成している。従って上記キャリア２４は、上記各出力側ディスク５、５の回転に伴って、これら出力側ディスク５、５と反対方向に、上記第一、第二の歯車２９、３０及び上記１対のスプロケット２７ａ、２７ｂの歯数に応じた速度で回転する。
【００１２】
一方、上記入力軸１と上記リング歯車１３とは、この入力軸１と同心に配置された前記伝達軸１５を介して、回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。この伝達軸１５と上記入力軸１との間には、前記高速用クラッチ１６を、これら両軸１５、１に対し直列に設けている。従って、上記高速用クラッチ１６の接続時にこの伝達軸１５は、上記入力軸１の回転に伴って、この入力軸１と同方向に同速で回転する。
【００１３】
又、図５に示した無段変速装置は、モード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記高速用クラッチ１６と、上記キャリア２４の外周縁部と上記リング歯車１３の軸方向一端部（図５の右端部）との間に設けた低速用クラッチ３１と、このリング歯車１３と無段変速装置のハウジング（図示省略）等、固定の部分との間に設けた後退用クラッチ３２とから成る。各クラッチ１６、３１、３２は、何れか１個のクラッチが接続された場合には、残り２個のクラッチの接続が断たれる。
【００１４】
上述の様に構成する無段変速装置は、先ず、低速走行時には、上記低速用クラッチ３１を接続すると共に、上記高速用クラッチ１６及び後退用クラッチ３２の接続を断つ。この状態で前記発進クラッチ１９を接続し、前記入力軸１を回転させると、トロイダル型無段変速機１１のみが、この入力軸１から上記出力軸２０に動力を伝達する。この様な低速走行時には、それぞれ１対ずつの入力側ディスク２、２と、出力側ディスク５、５との間の変速比を、前述の図４に示したトロイダル型無段変速機単独の場合と同様にして調節する。
【００１５】
これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ１６を接続すると共に、上記低速用クラッチ３１及び後退用クラッチ３２の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ１９を接続し、上記入力軸１を回転させると、この入力軸１から上記出力軸２０には、前記伝達軸１５と前記遊星歯車式変速ユニット１２とが、動力を伝達する。即ち、上記高速走行時に上記入力軸１が回転すると、この回転は上記高速用クラッチ１６及び伝達軸１５を介してリング歯車１３に伝わる。そして、このリング歯車１３の回転が複数の遊星歯車２２、２２を介して太陽歯車２１に伝わり、この太陽歯車２１を固定した上記出力軸２０を回転させる。この状態で、上記トロイダル型無段変速機１１の変速比を変える事により上記各遊星歯車２２、２２の公転速度を変化させれば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節できる。
【００１６】
即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車２２、２２が、上記リング歯車１３と同方向に公転する。そして、これら各遊星歯車２２、２２の公転速度が遅い程、上記太陽歯車２１を固定した出力軸２０の回転速度が速くなる。例えば、上記公転速度とリング歯車１３の回転速度（何れも角速度）が同じになれば、上記リング歯車１３と出力軸２０の回転速度が同じになる。これに対して、上記公転速度がリング歯車１３の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車１３の回転速度よりも出力軸２０の回転速度が速くなる。反対に、上記公転速度がリング歯車１３の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車１３の回転速度よりも出力軸２０の回転速度が遅くなる。
【００１７】
従って、上記高速走行時には、前記トロイダル型無段変速機１１の変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は増速側に変化する。この様な高速走行時の状態では、上記トロイダル型無段変速機１１に、入力側ディスク２、２からではなく、出力側ディスク５、５からトルクが加わる（低速時に加わるトルクをプラスのトルクとした場合にマイナスのトルクが加わる）。即ち、前記高速用クラッチ１６を接続した状態では、前記エンジン１７から入力軸１に伝達されたトルクは、前記伝達軸１５を介して前記遊星歯車式変速ユニット１２のリング歯車１３に伝達される。従って、入力軸１の側から各入力側ディスク２、２に伝達されるトルクは殆どなくなる。
【００１８】
一方、上記伝達軸１５を介して前記遊星歯車式変速ユニット１２のリング歯車１３に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車２２、２２から、キャリア２４及び動力伝達機構２５を介して各出力側ディスク５、５に伝わる。この様に各出力側ディスク５、５からトロイダル型無段変速機１１に加わるトルクは、無段変速装置全体の変速比を増速側に変化させるべく、トロイダル型無段変速機１１の変速比を減速側に変化させる程小さくなる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機１１に入力されるトルクを小さくして、このトロイダル型無段変速機１１の構成部品の耐久性向上を図れる。
【００１９】
更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸２０を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ３１、１６の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ３２を接続する。この結果、上記リング歯車１３が固定され、上記各遊星歯車２２、２２が、このリング歯車１３並びに前記太陽歯車２１と噛合しつつ、この太陽歯車２１の周囲を公転する。そして、この太陽歯車２１並びにこの太陽歯車２１を固定した出力軸２０が、前述した低速走行時並びに上述した高速走行時とは逆方向に回転する。
【００２０】
上述の様に構成する無段変速装置を、図６にブロック図で簡略化して示す。この図６を用いて、無段変速装置の動力の伝達状態を説明する。先ず、低速走行時には、低速用クラッチ３１を接続すると共に、高速用クラッチ１６及び後退用クラッチ３２の接続を断つ。この状態では、上記低速用クラッチ３１の接続に伴って、遊星歯車式変速ユニット１２を構成するリング歯車１３とキャリア２４とが同期して（一体的に）回転する。そして、上記エンジン１７の動力は、上記図６に矢印αで示す様に、トロイダル型無段変速機１１を介して動力伝達機構２５のみで出力軸２０に伝達される。この状態では、このトロイダル型無段変速機１１の変速比を変える事により、上記無段変速装置全体としての変速比を調節できる。
【００２１】
これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ１６を接続すると共に、上記低速用クラッチ３１及び後退用クラッチ３２の接続を断つ。この状態では、上記エンジン１７の動力は、上記高速用クラッチ１６の接続に伴って、図６に矢印β１　で示す様に、伝達軸１５を介して上記出力軸２０に伝達される。一方、上記低速用クラッチ３１の接続を断つ事に伴って、上記遊星歯車式変速ユニット１２の構成各部材１３、２１、２２、２４同士の相対変位が可能になる。そして、図６に矢印β２　で示す様に、上記遊星歯車式変速ユニット１２を構成するキャリア２４から上記動力伝達機構２５を通じて動力の一部が、上記トロイダル型無段変速機１１に伝わる。この状態では、上記トロイダル型無段変速機１１の変速比を変える事により、上記キャリア２４に支持した各遊星歯車２２、２２の公転速度を変化させれば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節できる。
【００２２】
又、後退走行時には、上記低速用、高速用両クラッチ３１、１６の接続を断つと共に、後退用クラッチ３２を接続する。この状態では、この後退用クラッチ３２の接続に伴って、上記遊星歯車式変速ユニット１２を構成するリング歯車１３が、ハウジング等の固定の部分に固定される。この結果、上記遊星歯車式変速ユニット１２を構成する各遊星歯車２２、２２の公転に基づいて、同じく太陽歯車２１に固定した出力軸２０が、上述した低速走行時並びに高速走行時とは逆方向に回転する。この状態では、上記トロイダル型無段変速機１１の変速比を変える事により、上記無段変速装置全体としての（逆回転の）変速比を調節できる。
【００２３】
【特許文献１】
特開平１−１６９１６９号公報
【特許文献２】
特開平１−３１２２６６号公報
【特許文献３】
特開平１０−１９６７５９号公報
【特許文献４】
特開平１１−６３１４６号公報
【００２４】
【発明が解決しようとする課題】
上述の様に構成する無段変速装置の場合、伝達効率の確保と耐久性の確保とを高次元で両立させられる。但し、この様な無段変速装置を、例えば悪路の走行が可能なオフロード車両や建設機械用車両等の自動変速装置として使用する場合、この無段変速装置単体では必要な変速比幅を確保できない可能性がある。この為、上記オフロード車両や建設機械車両等の大きな変速比幅を必要とする自動変速装置を上述の様な無段変速装置により構成する場合、この無段変速装置の他に副変速装置となる他の変速装置を、この無段変速装置と共に設ける必要がある。ところが、この様に無段変速装置の他にも副変速装置を設けると、自動変速装置自体が大型化すると共に、重量が増大し、設置空間の自由度が低減する。又、これと共に、製造コストが上昇したり、伝達効率の低下を招く可能性もある。
本発明の無段変速装置は、この様な事情に鑑みて発明したものである。
【００２５】
【課題を解決するための手段】
本発明の無段変速装置は、駆動源に繋がってこの駆動源により回転駆動される入力軸と、この入力軸の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸と、無段変速ユニットと、第一の遊星歯車式変速ユニットと、第一、第二の動力伝達機構と、第一のモード切換手段とを備える。
このうちの無段変速ユニットは、トロイダル型無段変速機と、第二の遊星歯車式変速ユニットと、第三、第四の動力伝達機構と、第二のモード切換手段とを組み合わせて成るものである。
又、上記第一の動力伝達機構は、上記入力軸に入力された動力を、上記無段変速ユニットを介して上記出力軸に伝達するものである。
又、上記第二の動力伝達機構は、上記入力軸に入力された動力を、上記無段変速ユニットを介する事なく上記出力軸に伝達するものである。
又、上記無段変速ユニットを構成する上記第三の動力伝達機構は、上記入力軸に入力された動力を、上記トロイダル型無段変速機を介して、上記第一の動力伝達機構に伝達するものである。
又、同じく上記第四の動力伝達機構は、上記入力軸に入力された動力を、上記トロイダル型無段変速機を介する事なく、上記第一の動力伝達機構に伝達するものである。
【００２６】
又、上記第一の遊星歯車式変速ユニットは、第一の太陽歯車とこの第一太陽歯車の周囲に配置した第一のリング歯車との間に設けられ、この第一の太陽歯車と同心に且つ回転自在に支持した第一のキャリアに回転自在に支持された第一の遊星歯車を、上記第一の太陽歯車と第一のリング歯車とにそれぞれ噛合させて成るものである。そして、上記第一の動力伝達機構を通じて送られる動力と上記第二の動力伝達機構を通じて送られる動力とを、上記第一の太陽歯車と上記第一のリング歯車と上記第一のキャリアとのうちの２個の部材に伝達自在とすると共に、これら第一の太陽歯車と第一のリング歯車と第一のキャリアとのうちの残りの１個の部材に上記出力軸を結合している。
【００２７】
又、上記無段変速ユニットを構成する上記第二の遊星歯車式変速ユニットは、第二の太陽歯車とこの第二の太陽歯車の周囲に配置した第二のリング歯車との間に設けられ、この第二の太陽歯車と同心に且つ回転自在に支持した第二のキャリアに回転自在に支持された第二の遊星歯車を、上記第二の太陽歯車と第二のリング歯車とにそれぞれ噛合させて成るものである。そして、上記第三の動力伝達機構を通じて送られる動力と上記第四の動力伝達機構を通じて送られる動力とを、上記第二の太陽歯車と上記第二のリング歯車と上記第二のキャリアとのうちの２個の部材に伝達自在とすると共に、これら第二の太陽歯車と第二のリング歯車と第二のキャリアとのうちの残りの１個の部材に上記第一の動力伝達機構を結合している。
【００２８】
更に、上記第一のモード切換手段は、上記入力軸に入力された動力が、上記第一の動力伝達機構と上記第二の動力伝達機構とを通じて上記第一の遊星歯車式変速ユニットに送られる状態を切り換えるものである。
又、上記無段変速ユニットを構成する上記第二のモード切換手段は、上記第三の動力伝達機構と上記第四の動力伝達機構とを通じて上記第二の遊星歯車式変速ユニットに送られる状態を切り換えるものである。
そして、これら第一、第二のモード切換手段は、上記第一の動力伝達機構及び上記第三の動力伝達機構で動力の伝達を行なう第一のモードと、上記第一の動力伝達機構及び上記第三の動力伝達機構と第四の動力伝達機構との双方で動力の伝達を行なう第二のモードと、上記第一の動力伝達機構と上記第二の動力伝達機構との双方及び上記第三の動力伝達機構と第四の動力伝達機構との双方で動力の伝達を行なう第三のモードと、上記第一の動力伝達機構と上記第二の動力伝達機構との双方及び上記第三の動力伝達機構とで動力の伝達を行なう第四のモードとの切換を行なう。
【００２９】
【作用】
上述の様に構成する本発明の無段変速装置によれば、この無段変速装置のみで大きな変速比幅を確保できる為、無段変速装置と共に副変速装置を設ける場合に比べ、自動変速装置の小型化を図れる。しかも、上記無段変速装置を構成するトロイダル型無段変速機を通過する動力を小さくできる為、無段変速装置全体として大きな動力を伝達する場合でも、このトロイダル型無段変速機の耐久性を十分に確保できる。
【００３０】
【発明の実施の形態】
図１〜２は、本発明の実施の形態の１例を示している。尚、このうちの図２は、前述の図６と同様に、本例の無段変速装置をブロック図で簡略化して示したものである。本例の無段変速装置は、駆動源であるエンジン１７に繋がってこのエンジン１７により回転駆動される入力軸１ａと、この入力軸１ａの回転に基づく動力を取り出す為の出力軸２０ａと、無段変速ユニット３３と、第一の遊星歯車式変速ユニット３４と、第一、第二の動力伝達機構３５、３６と、第一のモード切換手段を構成する第一、第二のクラッチ３７、３８とを備える。言い換えれば、前述の図５〜６の鎖線Ａで囲まれた無段変速装置を、無段変速ユニット３３として、この図５〜６のトロイダル型無段変速機１１部分に組み込んだものである。逆に言えば、上記図１〜２の鎖線Ｂで囲まれた部分に相当する上記無段変速ユニット３３が、前述の図５〜６の鎖線Ａで囲まれた無段変速装置に相当する。
【００３１】
この様な、前述の図６に示した無段変速装置と同様の、上記無段変速ユニット３３は、トロイダル型無段変速機３９と、第二の遊星歯車式変速ユニット４０と、第三、第四の動力伝達機構４１、４２と、第二のモード切換手段である第三、第四のクラッチ４３、４４とを組み合わせて成るものである。図示の例では上記トロイダル型無段変速機３９として、簡略化の為にシングルキャビティ型のものを記載している。このトロイダル型無段変速機３９は、入力側ディスク２と、出力側ディスク５と、複数のパワーローラ６、６とを備える。上記入力側ディスク２は、上記入力軸１ａと同心に、且つ、同期した回転を自在として結合されている。又、上記出力側ディスク５は、上記入力側ディスク２と同心に、且つ、この入力側ディスク２に対する相対回転を自在として支持されている。更に、上記各パワーローラ６、６は、上記入力側ディスク２の内側面と上記出力側ディスク５の内側面との間に、複数個ずつ挟持されている。そして、上記入力側ディスク２の回転に伴って回転しつつ、この入力側ディスク２から上記出力側ディスク５に動力を伝達する。尚、より高い伝達効率を得る為には、トロイダル型無段変速機として、前述の図４〜５に示した様な、ダブルキャビティ型のものを使用する事が好ましい。
【００３２】
又、上記トロイダル型無段変速機３９並びに後述する第二の遊星歯車式変速ユニット４０の中心部を貫通し、その基端寄り部（図１の左端寄り部）に上記入力側ディスク２を支持した上記入力軸１ａの先端部（図１の右端部）を、上記第一の遊星歯車式変速ユニット３４を構成する第一のリング歯車４５を支持した支持板４６に、上記第二の動力伝達機構３６及び前記第二のクラッチ３８を介して回転力の伝達を可能な状態に接続している。このうちの第二のクラッチ３８は、上記支持板４６と上記第二の動力伝達機構３６との間に、動力の伝達方向に関して直列に設けている。但し、図示は省略するが、この第二の動力伝達機構３６の変速比によっては上記第二のクラッチ３８を、上記入力軸１ａの先端部とこの第二の動力伝達機３６との間に設けても良い。要は、回転速度が速い代わりにトルクが小さい部分にクラッチを設けて、このクラッチの小型化を図る事が好ましい。
【００３３】
又、上記第二の動力伝達機構３６は、上記入力軸１ａと平行に設けた第一の伝達軸４７と、この第一の伝達軸４７の両端部にそれぞれ固定した歯車と、上記入力軸１ａの先端部に固定した別の歯車と、上記入力軸１ａと同心に設けられて上記第二のクラッチ３８に接続する第二の伝達軸４８と、この第二の伝達軸４８の基端部（図１の左端部）に固定した同じく別の歯車とにより構成している。従って（上記第二のクラッチ３８の接続時に）上記第一のリング歯車４５は、上記入力軸１ａの回転に伴って、この入力軸１ａと同方向に、上記各歯車の歯数に応じた速度で回転する。尚、本例の場合、上記入力軸１ａと上記第一のリング歯車４５との間で回転速度を増速した状態で、動力の伝達を自在としている。
【００３４】
又、駆動源であるエンジン１７のクランクシャフト１８の出力側端部（図１の右端部）と上記入力軸１ａの入力側端部（＝基端部＝図１の左端部）との間に、発進クラッチ１９とローディングカム式の押圧装置１０とを、動力の伝達方向に関して互いに直列に設けている。又、上記入力軸１ａの回転に基づく動力を取り出す為の上記出力軸２０ａを、この入力軸１ａと同心に配置している。そして、この出力軸２０ａの周囲に上記第一の遊星歯車式変速ユニット３４を設けている。この第一の遊星歯車式変速ユニット３４を構成する第一の太陽歯車４９は、上記出力軸２０ａの入力側端部（図１の左端部）に固定している。従ってこの出力軸２０ａは、上記第一の太陽歯車４９の回転に伴って回転する。
【００３５】
この第一の太陽歯車４９の周囲には上記第一のリング歯車４５を、この第一の太陽歯車４９と同心に、且つ、回転自在に支持している。そして、上記第一のリング歯車４５の内周面と上記第一の太陽歯車４９の外周面との間に、複数の第一の遊星歯車５０、５０を設けている。これら各第一の遊星歯車５０、５０は、それぞれ１対ずつの遊星歯車素子５１ａ、５１ｂにより構成している。これら各遊星歯車素子５１ａ、５１ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車素子５１ａが上記第一のリング歯車４５に噛合し、内径側に配置した遊星歯車素子５１ｂが上記第一の太陽歯車４９に噛合している。この様な各第一の遊星歯車５０、５０は、第一のキャリア５２の片側面（図１の左側面）に回転自在に支持している。又、この第一のキャリア５２は、上記出力軸２０ａの中間部に、回転自在に支持している。そして、これら第一のキャリア５２の内周縁部と出力軸２０ａの外周面との間に、前記第一のクラッチ３７を設けている。尚、この第一のクラッチ３７は、上記第一の遊星歯車式変速ユニット３４を構成する上記４種類の部材（４５、４９、５０、５２）のうちの、何れか２種類の部材同士の間に設ければ良い。
【００３６】
又、上記第一の遊星歯車式変速ユニット３４を構成する上記第一のキャリア５２と、前記無段変速ユニット３３を構成する第二の遊星歯車式変速ユニット４０の第二の太陽歯車５３とを、前記第一の動力伝達機構３５により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。この第一の動力伝達機構３５は、上記入力軸１ａ及び出力軸２０ａと平行に設けた第三の伝達軸５４を有する。そして、この第三の伝達軸５４の両端部にそれぞれ固定した歯車と、上記第二の遊星歯車式変速ユニット４０を構成する上記第二の太陽歯車５３をその基端部（図１の左端部）に固定した中空回転軸５５の先端部（図１の右端部）及び上記第一のキャリア５２にそれぞれ固定された別の歯車とを、互いに噛合させている。尚、上記第一のキャリア５２側の歯車伝達部には、アイドル歯車を設けている。従って上記第一のキャリア５２は、上記第二の遊星歯車式変速ユニット４０を構成する上記第二の太陽歯車５３の回転に伴って、この第二の太陽歯車５３と反対方向に、上記各歯車の歯数に応じた速度で回転する。
【００３７】
又、前記入力軸１ａの中間部周囲に設けた上記第二の太陽歯車５３は、上述の様に、上記第一の動力伝達機構３５を構成する上記中空回転軸５５の入力側端部（＝基端部＝図１の左端部）に固定している。従ってこの中空回転軸５５は、上記第二の太陽歯車５３の回転に伴って回転する。この第二の太陽歯車５３の周囲には上記第二の遊星歯車式変速ユニット４０を構成する第二のリング歯車５６を、上記第二の太陽歯車５３と同心に、且つ、回転自在に支持している。そして、この第二のリング歯車５６の内周面と上記第二の太陽歯車５３の外周面との間に、複数の第二の遊星歯車５７、５７を設けている。これら各第二の遊星歯車５７、５７は、それぞれ１対ずつの遊星歯車素子５８ａ、５８ｂにより構成している。これら各遊星歯車素子５８ａ、５８ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車素子５８ａが上記第二のリング歯車５６に噛合し、内径側に配置した遊星歯車素子５８ｂが上記第二の太陽歯車５３に噛合している。この様な各第二の遊星歯車５７、５７は、第二のキャリア５９の片側面（図１の左側面）に回転自在に支持している。又、この第二のキャリア５９は、上記中空回転軸５５の中間部周囲に、回転自在に支持している。そして、これら第二のキャリア５９の内周縁部と中空回転軸５５の外周面との間に、前記第三のクラッチ４３を設けている。尚、この第三のクラッチ４３は、上記第二の遊星歯車式変速ユニット４０を構成する上記４種類の部材（５３、５６、５７、５９）のうちの、何れか２種類の部材同士の間に設ければ良い。
【００３８】
又、上記第二の遊星歯車式変速ユニット４０を構成する上記第二のキャリア５９と、前記無段変速ユニット３３を構成する前記トロイダル型無段変速機３９とを、第三の動力伝達機構４１により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。この第三の動力伝達機構４１は、前記入力軸１ａ及び上記中空回転軸５５と平行に設けた第四の伝達軸６０を有する。そして、この第四の伝達軸６０の両端部にそれぞれ固定した歯車と、上記トロイダル型無段変速機３９を構成する出力側ディスク５に固定した出力歯車４ａ及び上記第二のキャリア５９にそれぞれ固定された別の歯車とを、互いに噛合させている。尚、この第二のキャリア５９側の歯車伝達部には、アイドル歯車を設けている。従ってこの第二のキャリア５９は、上記出力側ディスク５の回転に伴って、この出力側ディスク５と反対方向に、上記各歯車の歯数に応じた速度で回転する。
【００３９】
一方、上記入力軸１ａと上記第二の遊星歯車式変速ユニット４０を構成する上記第二のリング歯車５６とは、この入力軸１ａの中間部に設けられてこの第二のリング歯車５６を支持する為の、前記第四の動力伝達機構４２を構成する支持板６１により、回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。この支持板６１の外周縁と上記第二のリング歯車５６の軸方向一端部（図１の左端部）との間には、前記第四のクラッチ４４を、動力の伝達方向に関し直列に設けている。従って、この第四のクラッチ４４の接続時に上記第二のリング歯車５６は、上記入力軸１ａの回転に伴って、この入力軸１ａと同方向に同速で回転する。
【００４０】
又、本例の無段変速装置は、（第一、第二の）モード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、第一のモード切換手段を構成する前記第一、第二のクラッチ３７、３８と、前記無段変速ユニット３３に設けられて第二のモード切換手段を構成する前記第三、第四のクラッチ４３、４４と、前記第一の遊星歯車式変速ユニット３４を構成する第一のリング歯車４５と無段変速装置のハウジング６２（図２）等、固定の部分との間設けた後退用クラッチ６３とから成る。
【００４１】
そして、これら第一〜第四のクラッチ３７、３８、４３、４４及び後退用クラッチ６３により、前進走行時には、例えば低速状態から順に、第一のモード（低速走行）、第二のモード（中低速走行）、第三のモード（中高速走行）、第四のモード（高速走行）の４つのモード切換を、後退走行時には、第五のモード（後退低速走行）、第六のモード（後退高速走行）の２つのモード切換を、それぞれ行なう。これら各モードと上記各クラッチ３７、３８、４３、４４、６３の接続状態との関係を、下記の表１に示す。尚、この表１中〇印はクラッチが接続されている事を、同じく×印はクラッチの接続が断たれている事を、それぞれ表わしている。
【００４２】
【表１】

Figure 2004116542
【００４３】
先ず、低速走行時（第一のモード時）には、第一のクラッチ３７及び第三のクラッチ４３を接続すると共に、第二のクラッチ３８及び第四のクラッチ４４、更に後退用クラッチ６３の接続を断つ。この状態で前記発進クラッチ１９を接続し、前記入力軸１ａを回転させると、この入力軸１ａから上記出力軸２０ａには、図２に矢印α１　、α２　で示す様に、無段変速ユニット３３を構成するトロイダル型無段変速機３９と同じく第三の動力伝達機構４１、及び、第一の動力伝達機構３５を介して、上記入力軸１ａから上記出力軸２０ａに動力を伝達する。
【００４４】
この様な低速走行時には、上記トロイダル型無段変速機３９を構成する入力側ディスク２と、出力側ディスク５との間の変速比を、前述の図４に示したトロイダル型無段変速機の場合と同様にして調節する事により、無段変速ユニット３３の変速比（入力軸１ａと中空回転軸５５との回転速度比）を調節する。そして、この様に無段変速ユニット３３の変速比を変える事により、無段変速装置全体としての変速比（入力軸１ａと出力軸２０ａの回転速度比）を調節する。
【００４５】
次に、中低速走行時（第二のモード時）には、第一のクラッチ３７及び第四のクラッチ４４を接続すると共に、第二のクラッチ３８及び第三のクラッチ４３、更に後退用クラッチ６３の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ１９を接続し、上記入力軸１ａを回転させると、図２に矢印β１　、α２　で示す様に、この入力軸１ａから上記出力軸２０ａには、無段変速ユニット３３を構成する第四の動力伝達機構４２と同じく第二の遊星歯車式変速ユニット４０、及び、第一の動力伝達機構３５を介して、上記入力軸１ａから上記出力軸２０ａに動力を伝達する。
【００４６】
即ち、上記中低速走行時に上記入力軸１ａが回転すると、この回転は第四の動力伝達機構４２を構成する支持板６１及び上記第四のクラッチ４４を介して上記第二の遊星歯車式変速ユニット４０を構成する第二のリング歯車５６に伝わる。そして、この第二のリング歯車５６の回転が複数の第二の遊星歯車５７、５７を介して第二の太陽歯車５３に伝わり、この第二の太陽歯車５３を固定した、上記第一の動力伝達機構３５を構成する中空回転軸５５を回転させる。この状態で、上記無段変速ユニット３３を構成するトロイダル型無段変速機３９の変速比を変える事により、上記第二の遊星歯車式変速ユニット４０を構成する第二のキャリア５９に支持した上記各第二の遊星歯車５７、５７の公転速度を変化させれば、上記無段変速ユニット３３の変速比を調節できる。
【００４７】
即ち、上記中低速走行時に上記各第二の遊星歯車５７、５７が、上記第二のリング歯車５６と同方向に公転する。そして、前述した図５の説明から明らかな通り、上記各第二の遊星歯車５７、５７の公転速度が遅い程、上記第二の太陽歯車５３を固定した上記中空回転軸５５の回転速度が速くなる。従って、上記中低速走行時には、前記トロイダル型無段変速機３９の変速比を減速側に変化させる程、上記無段変速ユニット３３の変速比は増速側に変化する（中空回転軸５５の回転速度が増大する）。逆に、上記トロイダル型無段変速機３９の変速比を増速側に変化させる程、無段変速ユニット３３の変速比は減速側に変化する（中空回転軸５５の回転速度が減少する）。そして、この様に無段変速ユニット３３の変速比を変える事により、上記無段変速装置全体としての変速比を調節する。
【００４８】
次に、中高速走行時（第三のモード時）には、第二のクラッチ３８及び第四のクラッチ４４を接続すると共に、第一のクラッチ３７及び第三のクラッチ４３、更に後退用クラッチ６３の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ１９を接続し、上記入力軸１ａを回転させると、図２に矢印β２　で示す様に、この入力軸１ａから上記出力軸２０ａには、第二の動力伝達機構３６及び第一の遊星歯車式変速ユニット３４を介して、上記入力軸１ａから上記出力軸２０ａに動力を伝達する。
【００４９】
即ち、中高速走行時に上記入力軸１ａが回転すると、この回転は上記第二の動力伝達機構３６及び上記第二のクラッチ３８を介して上記第一の遊星歯車式変速ユニット３４を構成する第一のリング歯車４５に伝わる。そして、この第一のリング歯車４５の回転が複数の第一の遊星歯車５０、５０を介して第一の太陽歯車４９に伝わり、この第一の太陽歯車４９を固定した上記出力軸２０ａを回転させる。この状態で、上記無段変速ユニット３３の変速比を変える（中空回転軸５５の回転速度を変える）事により、第一の動力伝達機構３５を通じて、上記第一の遊星歯車式変速ユニット３４を構成する第一のキャリア５２に支持した上記各第一の遊星歯車５０、５０の公転速度を変化させれば、無段変速装置全体としての変速比を調節できる。
【００５０】
即ち、上記中高速走行時に上記各第一の遊星歯車５０、５０が、上記第一のリング歯車４５と同方向に公転する。そして、これら各第一の遊星歯車５０、５０の公転速度が遅い程、上記第一の太陽歯車４９を固定した上記出力軸２０ａの回転速度が速くなる。従って、この様な中高速走行時には、上記無段変速ユニット３３の変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は増速側に変化する（出力軸２０ａの回転速度が増大する）。逆に、上記無段変速ユニット３３の変速比を増速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は減速側に変化する（出力軸２０ａの回転速度が減少する）。
【００５１】
この場合に上記無段変速ユニット３３の変速比は、前記トロイダル型無段変速機３９の変速比を減速側に変化させる程、増速側に変化する。逆に、上記トロイダル型無段変速機３９の変速比を増速側に変化させる程、無段変速ユニット３３の変速比は減速側に変化する。従って、上記トロイダル型無段変速機３９の変速比を増速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比が、増速側に変化する。逆に、上記トロイダル型無段変速機３９の変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は減速側に変化する。
【００５２】
又、高速走行時（第四のモード時）には、第二のクラッチ３８及び第三のクラッチ４３を接続すると共に、第一のクラッチ３７及び第四のクラッチ４４、更に後退用クラッチ６３の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ１９を接続し、上記入力軸１ａを回転させると、上記中高速走行時と同様に、この入力軸１ａから上記出力軸２０ａには、図２に矢印β２　で示す様に、第二の動力伝達機構３６及び第一の遊星歯車式変速ユニット３４を介して、上記入力軸１ａから上記出力軸２０ａに動力を伝達する。
【００５３】
そして、上記無段変速ユニット３３の変速比を変える事により、第一の動力伝達機構３５を通じて、上記第一の遊星歯車式変速ユニット３４を構成する第一のキャリア５２に支持した上記各第一の遊星歯車５０、５０の公転速度を変化させれば、無段変速装置全体としての変速比を調節できる。この場合に上記無段変速ユニット３３の変速比は、トロイダル型無段変速機３９の変速比を増速側に変化させる程増速側に変化する。逆に、上記トロイダル型無段変速機３９の変速比を減速側に変化させる程、無段変速ユニット３３の変速比は減速側に変化する。従って、上記トロイダル型無段変速機３９の変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は増速側に変化する。逆に、上記トロイダル型無段変速機３９の変速比を増速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は減速側に変化する。
【００５４】
更に、自動車を後退させるべく、上記出力軸２０ａを逆回転させる際には、前記後退用クラッチ６３及び上記第三、第四のクラッチ４３、４４のうちの何れか一方のクラッチ４３（４４）を接続すると共に、上記第一、第二のクラッチ３７、３８及び上記第三、第四のクラッチ４３、４４のうちの他方のクラッチ４４（４３）の接続を断つ。この状態では、上記後退用クラッチ６３の接続に伴って、第一の遊星歯車式変速ユニット３４を構成する第一のリング歯車４５が固定され、同じく各第一の遊星歯車５０、５０が、この第一のリング歯車４５並びに第一の太陽歯車４９と噛合しつつ、この第一の太陽歯車４９の周囲を公転する。そして、この第一の太陽歯車４９並びにこの第一の太陽歯車４９を固定した出力軸２０ａが、前述した前進走行（第一〜第四のモードである低速、中低速、中高速、高速走行）時とは逆方向に回転する。
【００５５】
この状態では、無段変速ユニット３３の変速比を変える事により、上記無段変速装置全体としての（逆回転の）変速比を調節できる。即ち、上記無段変速ユニット３３を構成する上記第三、第四のクラッチ４３、４４のうちの第三のクラッチ４３を接続すると共に第四のクラッチ４４の接続を断った、後退低速走行（第５のモード）時には、前述した（前進）低速走行時と同様に、トロイダル型無段変速機３９の変速比を増速側に変化させる事により、無段変速装置全体の変速比を（逆回転）増速側に変化させる（出力軸２０ａの回転速度を逆方向に増大させる）。逆に、上記トロイダル型無段変速機３９の変速比を減速側に変化させる事により、無段変速装置全体の変速比を（逆回転）減速側に変化させる（出力軸２０ａの回転速度を逆方向に減少させる）。
【００５６】
又、上記無段変速ユニット３３を構成する上記第三、第四のクラッチ４３、４４のうちの第四のクラッチ４４を接続すると共に第三のクラッチ４３の接続を断った、後退高速走行（第６のモード）時には、前述した（前進）中低速走行時と同様に、トロイダル型無段変速機３９の変速比を減速側に変化させる事により、無段変速装置全体の変速比を（逆回転）増速側に変化させる。逆に、上記トロイダル型無段変速機３９の変速比を増速側に変化させる事により、無段変速装置全体の変速比を（逆回転）減速側に変化させる。
【００５７】
図３は、トロイダル型無段変速機３９の入力軸１ａの回転速度を一定（２０００ｍｉｎｉ−１）とした場合の、このトロイダル型無段変速機３９の変速比（増速比）と無段変速装置全体としての変速比（増速比）及び回転速度との関係の１例を示している。この図３の縦軸は、上記入力軸１ａ及び無段変速装置の出力軸２０ａの回転速度及び上記トロイダル型無段変速機３９の変速比を、同じく横軸は、無段変速装置全体としての変速比を、それぞれ表わしている。尚、本例の無段変速装置を構成する各部の変速比（減速比）を、下記の表２に示す。
【００５８】
【表２】
Figure 2004116542
【００５９】
上記図３中鎖線イは、低速走行（第一のモード）時のトロイダル型無段変速機３９の変速比を、同じく鎖線ロは中低速走行（第二のモード）時の変速比を、同じく鎖線ハは中高速走行（第三のモード）時の変速比を、同じく鎖線ニは高速走行（第四のモード）時の変速比を、それぞれ示している。又、上記図３中実線ホは、上記トロイダル型無段変速機３９の入力軸１ａの回転速度（２０００ｍｉｎｉ−１）を、同じく実線へは、無段変速装置の出力軸２０ａの回転速度を、それぞれ示している。
【００６０】
この様な図３から明らかな様に、第一のモードである低速走行時には、トロイダル型無段変速機３９の変速比を増速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比が増速側に変化する。次いで、上記トロイダル型無段変速機３９の変速比が２．０程度を境に、第二のモードである中低速走行に切り換えると、トロイダル型無段変速機３９の変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比が増速側に変化する。そして、上記トロイダル型無段変速機３９の変速比が０．５程度を境に、第三のモードである中高速走行に切り換えると、トロイダル型無段変速機３９の変速比を増速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比が増速側に変化する。更に、上記トロイダル型無段変速機３９の変速比が２．０程度を境に、第四のモードである高速走行に切り換えると、トロイダル型無段変速機３９の変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比が増速側に変化する。
【００６１】
上述の様に構成する本例の無段変速装置によれば、この無段変速装置のみで大きな変速比幅を確保できる。
【表３】
Figure 2004116542
【００６２】
即ち、上記表３に示す様に、トロイダル型無段変速機３９を従来と同等の変速比幅を有するものとした場合には、無段変速装置全体の変速比幅を従来のものに比べて大きく確保できる。具体的には、図５〜６に示す従来の無段変速装置の変速比幅に比べて１．８〜１．９倍程度、同じく従来のトロイダル型無段変速機３９のみの変速比幅に比べて３．２〜３．３倍程度に広くする事ができる。この為、エンジンの効率が良好な状態で低速走行から高速走行までの各走行を行なえる為、燃費の向上を図れる。又、これと共に、副変速装置を必要とする事なくオフロード車両や建設機械用車両に組み込む事ができる為、この様な車両に組み込む自動変速装置の小型、軽量化や伝達効率の向上を図れる。
【００６３】
一方、無段変速装置の変速比幅を従来と同等の変速比幅の得られるものとする場合には、トロイダル型無段変速機３９の変速比幅が小さくて済む。この為、このトロイダル型無段変速機３９を構成する入力側、出力側両ディスク２、５の小径化に基づく無段変速装置の小型、軽量化を図れる。尚、この様な入力側、出力側両ディスク２、５の小径化は、トラクション面の加工面積を小さくできる為、加工コストの低減も図れる。又、変速比幅を小さくする事により、上記入力側、出力側各ディスク２、５とパワーローラ６とのトラクション部に必要とされる押し付け力の変動を小さくできる。従って、押圧装置１０をローディングカム式のものとした場合でも、押し付け力が過大になる領域を狭くできる。この為、上記入力側、出力側各ディスク２、５及びパワーローラ６の耐久性確保を図り易くなると共に、前述の図５に示した油圧式の押圧装置１０ａに比べて構造の単純化、簡素化に基づく製造コストの低減も図れる。
【００６４】
尚、本例の場合は、前記表２に示す様に、無段変速ユニット３３を構成する第三の動力伝達機構４１と同じく第四の動力伝達機構４２との変速比の比（第三の動力伝達機構４１の変速比／第四の動力伝達機構４２の変速比）を、トロイダル型無段変速機３９の最小減速比の逆数とほぼ同じ（１／０．５＝２．０）にしている。又、これと共に、無段変速装置を構成する第一の動力伝達機構３５と同じく第二の動力伝達機構３６との変速比の比（第一の動力伝達機構３５の変速比／第二の動力伝達機構３６の変速比）を、上記無段変速ユニット３３の最小減速比の逆数とほぼ同じ（１／０．５７＝１．７５）としている。この様に規制する理由は、トロイダル型無段変速機の変速比幅を有効利用しつつ、モード切換を滑らかに行なう事を可能にして、変速ショックを低減させる為である。
【００６５】
又、本例の場合、トロイダル型無段変速機３９と（第二の）遊星歯車式変速ユニット４０とから成る無段変速ユニット３３に、更に別の（第一の）遊星歯車式変速ユニット３４を組み合わせた無段変速装置としている。言い換えれば、トロイダル型無段変速機と２個の遊星歯車式変速ユニットとから成る無段変速装置である。この様な無段変速装置に、更に別の遊星歯車式変速ユニットを組み合わせて、１個のトロイダル型無段変速機と３個以上の遊星歯車式変速ユニットとから成る無段変速装置とする事も可能である。要は、必要な変速比幅や伝達動力の大きさ等を勘案して、上記トロイダル型無段変速機と組み合わせる遊星歯車式変速ユニットの数を決めれば良い。
【００６６】
又、本例の場合は、無段変速機としてトロイダル型の無段変速機を使用した場合を示したが、この様なトロイダル型の無段変速機に代えて、ベルト式の無段変速機等の他の形式の無段変速機を使用する事も可能である。即ち、トロイダル型無段変速機やベルト式無段変速機等の（摩擦式の）無段変速機の場合、歯車式の変速機に比べて伝達効率（伝達可能な動力）を確保しにくい。この為、本発明の無段変速装置の様に、増速状態で無段変速機を通過する動力を低減して伝達効率の高い遊星歯車式変速ユニットを通過する動力を大きくできる構造、言い換えれば、増速状態で無段変速機の伝達動力を小さくできる構造に組み込めば、上記トロイダル型無段変速機やベルト式無段変速機等の各種無段変速機の適用範囲の拡大を図れる。
【００６７】
【発明の効果】
本発明は、以上に述べた通り構成され作用するので、大きな変速比幅を有し、小型且つ軽量の無段変速装置の実現に寄与できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の１例を示す略断面図。
【図２】この１例の構造と等価のブロック図。
【図３】この１例の構造で、トロイダル型無段変速機の変速比と無段変速装置全体の入力軸の回転速度と同じく出力軸の回転速度との関係を示す線図。
【図４】従来から知られているトロイダル型無段変速機の１例を示す断面図。
【図５】従来から知られている、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速ユニットとを組み合わせて成る無段変速装置の１例を示す略断面図。
【図６】この１例の構造と等価のブロック図。
【符号の説明】
１、１ａ　入力軸
２　　入力側ディスク
３　　ボールスプライン
４、４ａ　出力歯車
５　　出力側ディスク
６　　パワーローラ
７　　トラニオン
８　　支持軸
９　　駆動軸
１０、１０ａ　押圧装置
１１　　トロイダル型無段変速機
１２　　遊星歯車式変速ユニット
１３　　リング歯車
１４　　支持板
１５　　伝達軸
１６　　高速用クラッチ
１７　　エンジン
１８　　クランクシャフト
１９　　発進クラッチ
２０、２０ａ　出力軸
２１　　太陽歯車
２２　　遊星歯車
２３ａ、２３ｂ　遊星歯車素子
２４　　キャリア
２５　　動力伝達機構
２６　　伝達軸
２７ａ、２７ｂ　スプロケット
２８　　チェン
２９　　第一の歯車
３０　　第二の歯車
３１　　低速用クラッチ
３２　　後退用クラッチ
３３　　無段変速ユニット
３４　　第一の遊星歯車式変速ユニット
３５　　第一の動力伝達機構
３６　　第二の動力伝達機構
３７　　第一のクラッチ
３８　　第二のクラッチ
３９　　トロイダル型無段変速機
４０　　第二の遊星歯車式変速ユニット
４１　　第三の動力伝達機構
４２　　第四の動力伝達機構
４３　　第三のクラッチ
４４　　第四のクラッチ
４５　　第一のリング歯車
４６　　支持板
４７　　第一の伝達軸
４８　　第二の伝達軸
４９　　第一の太陽歯車
５０　　第一の遊星歯車
５１　　遊星歯車素子
５２　　第一のキャリア
５３　　第二の太陽歯車
５４　　第三の伝達軸
５５　　中空回転軸
５６　　第二のリング歯車
５７　　第二の遊星歯車
５８　　遊星歯車素子
５９　　第二のキャリア
６０　　第四の伝達軸
６１　　支持板
６２　　ハウジング
６３　　後退用クラッチ[0001]
[Industrial applications]
The continuously variable transmission according to the present invention is used, for example, as an automatic transmission for an automobile or as a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as a pump. In particular, the present invention has been made to realize a continuously variable transmission having a large speed ratio width.
[0002]
[Prior art]
The use of a toroidal-type continuously variable transmission as shown in FIG. 4 has been studied as an automatic transmission for an automobile, and has been partially implemented. This toroidal-type continuously variable transmission is called a double-cavity type, and supports input disks 2, 2 via ball splines 3, around both ends of an input shaft 1. Therefore, these two input-side disks 2, 2 are supported concentrically and freely in a synchronized manner. Further, an output gear 4 is supported around an intermediate portion of the input shaft 1 so as to be rotatable relative to the input shaft 1. The output disks 5 are spline-engaged with both ends of a cylindrical portion provided at the center of the output gear 4. Therefore, these two output-side disks 5, 5 rotate synchronously with the output gear 4.
[0003]
A plurality of (normally two to three) power rollers 6, 6 are sandwiched between the input disks 2, 2, and the output disks 5, 5, respectively. These power rollers 6 are rotatably supported on the inner surfaces of the trunnions 7 via support shafts 8 and a plurality of rolling bearings. Each of the trunnions 7 is pivotally displaced around a pivot (not shown) provided concentrically with each of the trunnions 7 at both ends in the longitudinal direction (the front and back directions in FIG. 4). It is free. The operation of inclining these trunnions 7, 7 is performed by displacing each of the trunnions 7, 7 in the axial direction of the pivot axis by a hydraulic actuator (not shown). Synchronized with each other hydraulically and mechanically.
[0004]
During the operation of the toroidal-type continuously variable transmission as described above, one (the left-hand side of FIG. 4) input side disk 2 is driven by a drive shaft 9 connected to a drive source such as an engine via a loading cam type pressing device 10. Drive rotationally. As a result, the pair of input-side disks 2, 2 supported at both ends of the input shaft 1 rotate synchronously while being pressed in directions approaching each other. Then, this rotation is transmitted to the respective output side disks 5, 5 via the respective power rollers 6, 6 and is taken out from the output gear 4.
[0005]
When changing the rotation speed ratio between the input shaft 1 and the output gear 4 and first reducing the speed between the input shaft 1 and the output gear 4, the trunnions 7, 7 are moved to the positions shown in FIG. As shown in FIG. 4, the peripheral surfaces of the power rollers 6, 6 near the center of the inner surfaces of the input disks 2, 2 and the output disks 5, 5 Abut the outer peripheral portion of the side surface. Conversely, when increasing the speed, the trunnions 7, 7 are swung in the direction opposite to that of FIG. 4, and the peripheral surfaces of the power rollers 6, 6 are reversed in the state shown in FIG. The trunnions 7, 7 are inclined so as to abut against the outer peripheral portions of the inner surfaces of the input disks 2, 2 and the central portions of the inner surfaces of the output disks 5, 5, respectively. . If the angle of inclination of each of the trunnions 7, 7 is set at an intermediate value, an intermediate speed ratio can be obtained between the input shaft 1 and the output gear 4.
[0006]
Further, when the toroidal-type continuously variable transmission configured and operating as described above is incorporated in an actual continuously variable transmission for an automobile, it is known that a continuously variable transmission is configured in combination with a planetary gear type transmission unit. As described in JP-A-1-169169, JP-A-1-313266, JP-A-10-196759, and JP-A-11-63146, they have been conventionally proposed.
[0007]
FIG. 5 shows a continuously variable transmission described in Patent Document 4 (Japanese Unexamined Patent Application Publication No. 11-63146) among the above documents. This continuously variable transmission is configured by combining a toroidal type continuously variable transmission 11 of a double cavity type and a planetary gear type transmission unit 12. During low-speed running, power is transmitted only by the toroidal-type continuously variable transmission 11, and during high-speed running, power is mainly transmitted by the planetary gear-type transmission unit 12, and the speed ratio by the planetary gear-type transmission unit 12 is adjusted. The toroidal-type continuously variable transmission 11 is adjustable by changing the gear ratio.
[0008]
For this purpose, the tip of the input shaft 1 (the right end in FIG. 5) penetrating through the center of the toroidal type continuously variable transmission 11 and supporting a pair of input side disks 2 and 2 at both ends, A transmission shaft 15 fixed to the center of a support plate 14 supporting a ring gear 13 constituting the planetary gear type transmission unit 12 is connected via a high-speed clutch 16. The configuration of the toroidal-type continuously variable transmission 11 is substantially the same as that of the above-described conventional structure shown in FIG. 4 except for a pressing device 10a described below.
[0009]
In addition, between the output end of the crankshaft 18 of the engine 17 as the drive source (the right end in FIG. 5) and the input end of the input shaft 1 (= base end = left end in FIG. 5). , The starting clutch 19 and the hydraulic pressing device 10a are provided in series with each other in the power transmission direction. The pressing device 10a generates a pressing force that can generate a pressing force corresponding to the magnitude (torque) of power transmitted from the crankshaft 18 to the toroidal-type continuously variable transmission 11 based on a signal from a controller (not shown). Hydraulic pressure can be freely introduced.
[0010]
An output shaft 20 for extracting power based on the rotation of the input shaft 1 is disposed concentrically with the input shaft 1. The planetary gear type transmission unit 12 is provided around the output shaft 20. The sun gear 21 constituting the planetary gear type transmission unit 12 is fixed to the input side end (the left end in FIG. 5) of the output shaft 20. Therefore, the output shaft 20 rotates with the rotation of the sun gear 21. The ring gear 13 is supported around the sun gear 21 concentrically with the sun gear 21 and rotatably. A plurality of planet gears 22 are provided between the inner peripheral surface of the ring gear 13 and the outer peripheral surface of the sun gear 21. Each of these planetary gears 22, 22 is constituted by a pair of planetary gear elements 23a, 23b. These planetary gear elements 23a and 23b mesh with each other, the planetary gear element 23a arranged on the outer diameter side meshes with the ring gear 13, and the planetary gear element 23b arranged on the inner diameter side meshes with the sun gear 21. are doing. Each of such planetary gears 22, 22 is rotatably supported on one side surface (the left side surface in FIG. 5) of the carrier 24. The carrier 24 is rotatably supported at an intermediate portion of the output shaft 20.
[0011]
Further, the carrier 24 and a pair of output disks 5 constituting the toroidal-type continuously variable transmission 11 are connected by a power transmission mechanism 25 so as to be capable of transmitting torque. The power transmission mechanism 25 includes a transmission shaft 26 parallel to the input shaft 1 and the output shaft 20, a sprocket 27a fixed to one end (the left end in FIG. 5) of the transmission shaft 26, and each of the output side disks. 5 and 5, a sprocket 27b fixed between the sprockets 27a and 27b, a chain 28 bridged between the sprockets 27a and 27b, the other end (the right end in FIG. 5) of the transmission shaft 26, and the carrier 24. And the first and second gears 29 and 30 meshed with each other. Accordingly, with the rotation of each of the output-side disks 5, 5, the carrier 24 moves the first and second gears 29, 30 and the pair of sprockets 27a in directions opposite to the output-side disks 5, 5. , 27b at a speed corresponding to the number of teeth.
[0012]
On the other hand, the input shaft 1 and the ring gear 13 are freely connectable via the transmission shaft 15 arranged concentrically with the input shaft 1 so as to transmit torque. The high-speed clutch 16 is provided between the transmission shaft 15 and the input shaft 1 in series with the two shafts 15 and 1. Therefore, when the high-speed clutch 16 is connected, the transmission shaft 15 rotates at the same speed in the same direction as the input shaft 1 as the input shaft 1 rotates.
[0013]
Further, the continuously variable transmission shown in FIG. 5 includes a clutch mechanism constituting a mode switching means. The clutch mechanism includes a high-speed clutch 16, a low-speed clutch 31 provided between an outer peripheral edge of the carrier 24 and one axial end (a right end in FIG. 5) of the ring gear 13, A reverse clutch 32 is provided between the gear 13 and a fixed part such as a housing (not shown) of the continuously variable transmission. When any one of the clutches 16, 31, and 32 is connected, the connection of the remaining two clutches is disconnected.
[0014]
In the continuously variable transmission configured as described above, first, during low-speed traveling, the low-speed clutch 31 is connected, and the high-speed clutch 16 and the reverse clutch 32 are disconnected. In this state, when the starting clutch 19 is connected and the input shaft 1 is rotated, only the toroidal type continuously variable transmission 11 transmits power from the input shaft 1 to the output shaft 20. During such low-speed running, the gear ratio between the pair of input disks 2 and 2 and the pair of output disks 5 and 5 is set to be equal to that of the toroidal-type continuously variable transmission shown in FIG. Adjust as above.
[0015]
On the other hand, during high-speed running, the high-speed clutch 16 is connected, and the low-speed clutch 31 and the reverse clutch 32 are disconnected. In this state, when the starting clutch 19 is connected and the input shaft 1 is rotated, the transmission shaft 15 and the planetary gear type transmission unit 12 transmit power from the input shaft 1 to the output shaft 20. I do. That is, when the input shaft 1 rotates during the high-speed running, the rotation is transmitted to the ring gear 13 via the high-speed clutch 16 and the transmission shaft 15. Then, the rotation of the ring gear 13 is transmitted to the sun gear 21 via the plurality of planetary gears 22, 22 and rotates the output shaft 20 to which the sun gear 21 is fixed. In this state, if the revolution speed of each of the planetary gears 22 is changed by changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 11, the speed ratio of the entire continuously variable transmission can be adjusted.
[0016]
That is, the planetary gears 22 revolve in the same direction as the ring gear 13 during the high-speed running. The lower the revolution speed of each of the planetary gears 22, 22, the higher the rotation speed of the output shaft 20 to which the sun gear 21 is fixed. For example, if the revolution speed and the rotation speed of the ring gear 13 (both angular velocities) become the same, the rotation speed of the ring gear 13 and the output shaft 20 become the same. On the other hand, if the revolution speed is lower than the rotation speed of the ring gear 13, the rotation speed of the output shaft 20 is higher than the rotation speed of the ring gear 13. Conversely, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 13, the rotation speed of the output shaft 20 is lower than the rotation speed of the ring gear 13.
[0017]
Therefore, during the high-speed running, as the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 11 is changed to the speed reduction side, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side. In such a state at the time of high-speed running, torque is applied to the toroidal-type continuously variable transmission 11 from the output-side disks 5, 5 instead of from the input-side disks 2, 2, (the torque applied at low speed is defined as a plus torque. Negative torque will be applied if it does). That is, when the high-speed clutch 16 is connected, the torque transmitted from the engine 17 to the input shaft 1 is transmitted to the ring gear 13 of the planetary gear type speed change unit 12 via the transmission shaft 15. Therefore, almost no torque is transmitted from the input shaft 1 to each of the input disks 2 and 2.
[0018]
On the other hand, a part of the torque transmitted to the ring gear 13 of the planetary gear type transmission unit 12 via the transmission shaft 15 is transmitted from the respective planetary gears 22 and 22 via a carrier 24 and a power transmission mechanism 25 to the respective gears. It is transmitted to the output side disks 5,5. As described above, the torque applied to the toroidal-type continuously variable transmission 11 from each of the output-side disks 5, 5 changes the transmission ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 11 in order to change the transmission ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side. Becomes smaller as the speed is changed to the deceleration side. As a result, the torque input to the toroidal-type continuously variable transmission 11 during high-speed traveling can be reduced, and the durability of the components of the toroidal-type continuously variable transmission 11 can be improved.
[0019]
Further, when the output shaft 20 is reversely rotated to reverse the vehicle, the connection of the low speed and high speed clutches 31 and 16 is disconnected and the reverse clutch 32 is connected. As a result, the ring gear 13 is fixed, and the planetary gears 22 revolve around the sun gear 21 while meshing with the ring gear 13 and the sun gear 21. Then, the sun gear 21 and the output shaft 20 to which the sun gear 21 is fixed rotate in the opposite direction to the above-described low-speed running and the above-described high-speed running.
[0020]
FIG. 6 is a simplified block diagram of the continuously variable transmission configured as described above. The power transmission state of the continuously variable transmission will be described with reference to FIG. First, during low-speed running, the low-speed clutch 31 is connected, and the high-speed clutch 16 and the reverse clutch 32 are disconnected. In this state, the ring gear 13 and the carrier 24 constituting the planetary gear type transmission unit 12 rotate synchronously (integrally) with the connection of the low-speed clutch 31. The power of the engine 17 is transmitted to the output shaft 20 only by the power transmission mechanism 25 via the toroidal-type continuously variable transmission 11, as indicated by an arrow α in FIG. In this state, by changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 11, the speed ratio of the entire continuously variable transmission can be adjusted.
[0021]
On the other hand, during high-speed running, the high-speed clutch 16 is connected, and the low-speed clutch 31 and the reverse clutch 32 are disconnected. In this state, the power of the engine 17 is connected to the high speed clutch 16 by an arrow β in FIG. 1 Are transmitted to the output shaft 20 via the transmission shaft 15 as shown by. On the other hand, when the connection of the low-speed clutch 31 is disconnected, the components 13, 21, 22, and 24 of the planetary gear type transmission unit 12 can be relatively displaced from each other. The arrow β in FIG. 2 As shown by a part of the figure, a part of the power is transmitted from the carrier 24 constituting the planetary gear type transmission unit 12 to the toroidal type continuously variable transmission 11 through the power transmission mechanism 25. In this state, if the revolution speed of each of the planetary gears 22 supported by the carrier 24 is changed by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 11, the speed of the entire continuously variable transmission can be changed. The ratio can be adjusted.
[0022]
When the vehicle is traveling backward, the connection of the low-speed and high-speed clutches 31 and 16 is disconnected, and the reverse clutch 32 is connected. In this state, with the connection of the reverse clutch 32, the ring gear 13 constituting the planetary gear type transmission unit 12 is fixed to a fixed portion such as a housing. As a result, based on the revolution of each of the planetary gears 22 constituting the planetary gear type speed change unit 12, the output shaft 20 similarly fixed to the sun gear 21 has a direction opposite to that in the above-described low-speed traveling and high-speed traveling. To rotate. In this state, by changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 11, the (reverse rotation) speed ratio of the entire continuously variable transmission can be adjusted.
[0023]
[Patent Document 1]
JP-A-1-169169
[Patent Document 2]
JP-A 1-312266
[Patent Document 3]
JP-A-10-196759
[Patent Document 4]
JP-A-11-63146
[0024]
[Problems to be solved by the invention]
In the case of the continuously variable transmission configured as described above, it is possible to achieve both high transmission efficiency and high durability at a high level. However, when such a continuously variable transmission is used as an automatic transmission of, for example, an off-road vehicle or a vehicle for construction equipment capable of traveling on rough roads, the speed ratio width required by the continuously variable transmission alone is not sufficient. It may not be possible to secure. For this reason, when an automatic transmission that requires a large speed ratio width such as the off-road vehicle or the construction machine vehicle is configured by the continuously variable transmission as described above, in addition to the continuously variable transmission, a sub-transmission and It is necessary to provide another transmission with the continuously variable transmission. However, when an auxiliary transmission is provided in addition to the continuously variable transmission, the size of the automatic transmission itself is increased, the weight is increased, and the degree of freedom of the installation space is reduced. In addition, there is a possibility that manufacturing costs may increase and transmission efficiency may decrease.
The continuously variable transmission according to the present invention has been made in view of such circumstances.
[0025]
[Means for Solving the Problems]
The continuously variable transmission according to the present invention includes an input shaft connected to a drive source and rotationally driven by the drive source, an output shaft for extracting power based on rotation of the input shaft, a continuously variable transmission unit, , A first and second power transmission mechanism, and first mode switching means.
The continuously variable transmission unit includes a combination of a toroidal type continuously variable transmission, a second planetary gear type transmission unit, a third and fourth power transmission mechanism, and a second mode switching unit. It is.
Further, the first power transmission mechanism transmits power input to the input shaft to the output shaft via the continuously variable transmission unit.
The second power transmission mechanism transmits power input to the input shaft to the output shaft without passing through the continuously variable transmission unit.
Further, the third power transmission mechanism constituting the continuously variable transmission unit transmits the power input to the input shaft to the first power transmission mechanism via the toroidal-type continuously variable transmission. Things.
Similarly, the fourth power transmission mechanism transmits the power input to the input shaft to the first power transmission mechanism without passing through the toroidal-type continuously variable transmission.
[0026]
Further, the first planetary gear type transmission unit is provided between a first sun gear and a first ring gear disposed around the first sun gear, and is concentric with the first sun gear. The first planetary gear rotatably supported by the rotatably supported first carrier is meshed with the first sun gear and the first ring gear, respectively. Then, the power transmitted through the first power transmission mechanism and the power transmitted through the second power transmission mechanism are divided into the first sun gear, the first ring gear, and the first carrier. And the output shaft is connected to the remaining one of the first sun gear, the first ring gear, and the first carrier.
[0027]
Further, the second planetary gear type transmission unit constituting the continuously variable transmission unit is provided between a second sun gear and a second ring gear disposed around the second sun gear, A second planetary gear rotatably supported by a second carrier rotatably supported concentrically with the second sun gear is meshed with the second sun gear and the second ring gear, respectively. It consists of Then, the power transmitted through the third power transmission mechanism and the power transmitted through the fourth power transmission mechanism are divided between the second sun gear, the second ring gear, and the second carrier. And the first power transmission mechanism is coupled to the remaining one of the second sun gear, the second ring gear, and the second carrier. ing.
[0028]
Further, the first mode switching means transmits the power input to the input shaft to the first planetary gear type transmission unit through the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism. The state is switched.
Further, the second mode switching means constituting the continuously variable transmission unit is configured to transmit the state transmitted to the second planetary gear type transmission unit through the third power transmission mechanism and the fourth power transmission mechanism. Switching.
The first and second mode switching means include a first mode for transmitting power by the first power transmission mechanism and the third power transmission mechanism, and a first mode for transmitting power by the first power transmission mechanism and the third power transmission mechanism. A second mode in which power is transmitted by both the third power transmission mechanism and the fourth power transmission mechanism; a second mode in which the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism are both transmitted; A third mode in which power is transmitted by both the power transmission mechanism and the fourth power transmission mechanism, and both the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism, and the third power transmission mechanism. Switching to the fourth mode for transmitting power with the transmission mechanism is performed.
[0029]
[Action]
According to the continuously variable transmission of the present invention configured as described above, a large speed ratio width can be ensured only by the continuously variable transmission, and therefore, compared to the case where the auxiliary transmission is provided together with the continuously variable transmission, the automatic transmission is not used. Can be reduced in size. Moreover, since the power passing through the toroidal type continuously variable transmission constituting the continuously variable transmission can be reduced, the durability of the toroidal type continuously variable transmission can be reduced even when transmitting large power as a whole. We can secure enough.
[0030]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
1 and 2 show an example of an embodiment of the present invention. FIG. 2 is a simplified block diagram of the continuously variable transmission of the present embodiment, similar to FIG. 6 described above. The continuously variable transmission according to the present embodiment includes an input shaft 1a that is connected to an engine 17 that is a driving source and is rotationally driven by the engine 17, an output shaft 20a for extracting power based on the rotation of the input shaft 1a, and an output shaft 20a. The step transmission unit 33, the first planetary gear type transmission unit 34, the first and second power transmission mechanisms 35 and 36, and the first and second clutches 37 and 38 constituting the first mode switching means. And In other words, the continuously variable transmission surrounded by the chain line A in FIGS. 5 and 6 is incorporated as a continuously variable transmission unit 33 into the toroidal type continuously variable transmission 11 shown in FIGS. Conversely, the continuously variable transmission unit 33 corresponding to the portion surrounded by the chain line B in FIGS. 1 and 2 corresponds to the continuously variable transmission device surrounded by the chain line A in FIGS.
[0031]
The continuously variable transmission unit 33 similar to the above-described continuously variable transmission shown in FIG. 6 includes a toroidal-type continuously variable transmission 39, a second planetary gear type transmission unit 40, a third This is a combination of the fourth power transmission mechanisms 41 and 42 and the third and fourth clutches 43 and 44 as the second mode switching means. In the illustrated example, a single cavity type continuously variable transmission 39 is described as the toroidal type continuously variable transmission 39 for simplification. The toroidal type continuously variable transmission 39 includes the input side disk 2, the output side disk 5, and a plurality of power rollers 6. The input side disk 2 is coupled concentrically with the input shaft 1a and freely rotating in synchronization. The output-side disk 5 is supported concentrically with the input-side disk 2 so as to freely rotate relative to the input-side disk 2. Further, each of the power rollers 6, 6 is sandwiched between the inner surface of the input-side disk 2 and the inner surface of the output-side disk 5. The power is transmitted from the input side disk 2 to the output side disk 5 while rotating with the rotation of the input side disk 2. In order to obtain higher transmission efficiency, it is preferable to use a double-cavity type continuously variable transmission as shown in FIGS.
[0032]
Further, the input side disk 2 is supported through a central portion of the toroidal type continuously variable transmission 39 and a second planetary gear type transmission unit 40 described later, and a base portion thereof (a left end portion of FIG. 1). The distal end (the right end in FIG. 1) of the input shaft 1a is transferred to the support plate 46 supporting the first ring gear 45 constituting the first planetary gear type transmission unit 34 by the second power transmission. It is connected via a mechanism 36 and the second clutch 38 in a state where torque can be transmitted. The second clutch 38 is provided between the support plate 46 and the second power transmission mechanism 36 in series in the power transmission direction. However, although not shown, depending on the gear ratio of the second power transmission mechanism 36, the second clutch 38 is provided between the distal end of the input shaft 1a and the second power transmission device 36. May be. In short, it is preferable to provide a clutch at a portion where torque is small instead of high rotation speed, and to reduce the size of the clutch.
[0033]
The second power transmission mechanism 36 includes a first transmission shaft 47 provided in parallel with the input shaft 1a, gears fixed to both ends of the first transmission shaft 47, and the input shaft 1a. , A second transmission shaft 48 provided concentrically with the input shaft 1a and connected to the second clutch 38, and a base end of the second transmission shaft 48 ( (The left end of FIG. 1). Accordingly, the first ring gear 45 (when the second clutch 38 is connected) rotates in the same direction as the input shaft 1a in accordance with the number of teeth of each gear as the input shaft 1a rotates. Rotate with. In the case of this example, power can be freely transmitted in a state where the rotation speed is increased between the input shaft 1a and the first ring gear 45.
[0034]
Further, between the output side end (right end in FIG. 1) of the crankshaft 18 of the engine 17 as a drive source and the input side end (= base end = left end in FIG. 1) of the input shaft 1a. , The starting clutch 19 and the loading cam type pressing device 10 are provided in series with each other in the power transmission direction. The output shaft 20a for extracting power based on the rotation of the input shaft 1a is arranged concentrically with the input shaft 1a. The first planetary gear type transmission unit 34 is provided around the output shaft 20a. The first sun gear 49 constituting the first planetary gear type transmission unit 34 is fixed to the input side end (the left end in FIG. 1) of the output shaft 20a. Therefore, the output shaft 20a rotates with the rotation of the first sun gear 49.
[0035]
Around the first sun gear 49, the first ring gear 45 is supported concentrically with the first sun gear 49 and rotatably. A plurality of first planetary gears 50 are provided between the inner peripheral surface of the first ring gear 45 and the outer peripheral surface of the first sun gear 49. Each of these first planetary gears 50, 50 is constituted by a pair of planetary gear elements 51a, 51b, respectively. The respective planetary gear elements 51a and 51b mesh with each other, the planetary gear element 51a arranged on the outer diameter side meshes with the first ring gear 45, and the planetary gear element 51b arranged on the inner diameter side matches the first planetary gear element 51b. Of the sun gear 49. Each of the first planetary gears 50, 50 is rotatably supported on one side surface (the left side surface in FIG. 1) of the first carrier 52. The first carrier 52 is rotatably supported at an intermediate portion of the output shaft 20a. The first clutch 37 is provided between the inner peripheral edge of the first carrier 52 and the outer peripheral surface of the output shaft 20a. The first clutch 37 is provided between any two members of the four types of members (45, 49, 50, 52) constituting the first planetary gear type transmission unit 34. May be provided.
[0036]
Also, the first carrier 52 constituting the first planetary gear type transmission unit 34 and the second sun gear 53 of the second planetary gear type transmission unit 40 constituting the continuously variable transmission unit 33 The first power transmission mechanism 35 is connected so as to be capable of transmitting a rotational force. The first power transmission mechanism 35 has a third transmission shaft 54 provided in parallel with the input shaft 1a and the output shaft 20a. The gears fixed to both ends of the third transmission shaft 54 and the second sun gear 53 constituting the second planetary gear type transmission unit 40 are connected to the base end (the left end in FIG. 1). ) And the other gears respectively fixed to the first carrier 52 are engaged with each other. An idle gear is provided in the gear transmission section on the first carrier 52 side. Accordingly, the first carrier 52 moves the respective gears in a direction opposite to the second sun gear 53 with the rotation of the second sun gear 53 constituting the second planetary gear type transmission unit 40. Rotate at a speed corresponding to the number of teeth.
[0037]
Further, the second sun gear 53 provided around the intermediate portion of the input shaft 1a is, as described above, an input-side end (=) of the hollow rotary shaft 55 constituting the first power transmission mechanism 35. (Base end = left end in FIG. 1). Therefore, the hollow rotary shaft 55 rotates with the rotation of the second sun gear 53. Around the second sun gear 53, a second ring gear 56 constituting the second planetary gear type transmission unit 40 is supported concentrically with the second sun gear 53 and rotatably. ing. A plurality of second planetary gears 57 are provided between the inner peripheral surface of the second ring gear 56 and the outer peripheral surface of the second sun gear 53. Each of these second planetary gears 57, 57 is constituted by a pair of planetary gear elements 58a, 58b. These planetary gear elements 58a and 58b mesh with each other, the planetary gear element 58a arranged on the outer diameter side meshes with the second ring gear 56, and the planetary gear element 58b arranged on the inner diameter side matches the second Of the sun gear 53. Each of the second planetary gears 57, 57 is rotatably supported on one side surface (the left side surface in FIG. 1) of the second carrier 59. The second carrier 59 is rotatably supported around the intermediate portion of the hollow rotary shaft 55. The third clutch 43 is provided between the inner peripheral edge of the second carrier 59 and the outer peripheral surface of the hollow rotary shaft 55. The third clutch 43 is provided between any two of the four types of members (53, 56, 57, 59) constituting the second planetary gear type transmission unit 40. May be provided.
[0038]
Further, the second carrier 59 constituting the second planetary gear type transmission unit 40 and the toroidal type continuously variable transmission 39 constituting the continuously variable transmission unit 33 are connected to a third power transmission mechanism 41. Thus, the connection of the rotational force is possible. The third power transmission mechanism 41 has a fourth transmission shaft 60 provided in parallel with the input shaft 1a and the hollow rotary shaft 55. The gear fixed to both ends of the fourth transmission shaft 60, the output gear 4a fixed to the output disk 5 constituting the toroidal type continuously variable transmission 39, and the gear fixed to the second carrier 59, respectively. The other gears are meshed with each other. Note that an idle gear is provided in the gear transmission section on the second carrier 59 side. Therefore, the second carrier 59 rotates in a direction opposite to the output side disk 5 at a speed corresponding to the number of teeth of each gear as the output side disk 5 rotates.
[0039]
On the other hand, the input shaft 1a and the second ring gear 56 constituting the second planetary gear type transmission unit 40 are provided at an intermediate portion of the input shaft 1a to support the second ring gear 56. For this purpose, a support plate 61 constituting the fourth power transmission mechanism 42 is freely connectable to a state in which torque can be transmitted. Between the outer peripheral edge of the support plate 61 and one axial end of the second ring gear 56 (the left end in FIG. 1), the fourth clutch 44 is provided in series in the power transmission direction. I have. Therefore, when the fourth clutch 44 is connected, the second ring gear 56 rotates in the same direction and at the same speed as the input shaft 1a with the rotation of the input shaft 1a.
[0040]
Further, the continuously variable transmission according to this embodiment includes a clutch mechanism that constitutes (first and second) mode switching means. This clutch mechanism is provided in the first and second clutches 37 and 38 constituting first mode switching means, and the third and third clutches provided in the continuously variable transmission unit 33 and constituting second mode switching means. Fourth clutches 43 and 44, and a first ring gear 45 constituting the first planetary gear type transmission unit 34 and a fixed portion such as a housing 62 (FIG. 2) of the continuously variable transmission are provided. And a reverse clutch 63.
[0041]
The first to fourth clutches 37, 38, 43, 44 and the reverse clutch 63 allow the first mode (low-speed running) and the second mode (medium-low speed) in forward running, for example, in order from a low speed state. Driving), a third mode (medium-high speed running), and a fourth mode (high-speed running). In reverse driving, the fifth mode (reverse low-speed running) and the sixth mode (reverse high-speed running) ) Are performed. Table 1 below shows the relationship between these modes and the connection states of the clutches 37, 38, 43, 44, 63. In Table 1, a symbol "〇" indicates that the clutch is connected, and a symbol "X" indicates that the clutch is disconnected.
[0042]
[Table 1]
Figure 2004116542
[0043]
First, during low-speed traveling (in the first mode), the first clutch 37 and the third clutch 43 are connected, and the second clutch 38, the fourth clutch 44, and the reverse clutch 63 are connected. Sever. In this state, when the starting clutch 19 is connected and the input shaft 1a is rotated, an arrow α shown in FIG. 1 , Α 2 As shown in the figure, the output from the input shaft 1a via the third power transmission mechanism 41 and the first power transmission mechanism 35 as in the case of the toroidal type continuously variable transmission 39 constituting the continuously variable transmission unit 33. Power is transmitted to the shaft 20a.
[0044]
During such low-speed running, the speed ratio between the input side disk 2 and the output side disk 5 constituting the toroidal type continuously variable transmission 39 is changed by the toroidal type continuously variable transmission 39 shown in FIG. By adjusting in the same manner as in the case, the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 (the rotation speed ratio between the input shaft 1a and the hollow rotary shaft 55) is adjusted. By changing the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 in this manner, the speed ratio (the rotational speed ratio between the input shaft 1a and the output shaft 20a) of the entire continuously variable transmission is adjusted.
[0045]
Next, when the vehicle is running at a low speed (in the second mode), the first clutch 37 and the fourth clutch 44 are connected, the second clutch 38 and the third clutch 43, and the reverse clutch 63 are connected. Disconnect. In this state, when the starting clutch 19 is connected and the input shaft 1a is rotated, an arrow β shown in FIG. 1 , Α 2 As shown in the figure, from the input shaft 1a to the output shaft 20a, like the fourth power transmission mechanism 42 constituting the continuously variable transmission unit 33, the second planetary gear type transmission unit 40 and the first power Power is transmitted from the input shaft 1a to the output shaft 20a via a transmission mechanism 35.
[0046]
That is, when the input shaft 1a rotates during the middle and low speed traveling, the rotation is transmitted to the second planetary gear type transmission unit via the support plate 61 and the fourth clutch 44 constituting the fourth power transmission mechanism 42. The power is transmitted to a second ring gear 56 that constitutes 40. Then, the rotation of the second ring gear 56 is transmitted to the second sun gear 53 via the plurality of second planetary gears 57, 57, and the first power The hollow rotary shaft 55 constituting the transmission mechanism 35 is rotated. In this state, by changing the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 constituting the continuously variable transmission unit 33, the above-mentioned gear is supported on the second carrier 59 constituting the second planetary gear type transmission unit 40. By changing the revolution speed of each of the second planetary gears 57, 57, the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 can be adjusted.
[0047]
That is, each of the second planetary gears 57, 57 revolves in the same direction as the second ring gear 56 during the middle and low speed traveling. As is apparent from the above description of FIG. 5, the lower the revolution speed of each of the second planetary gears 57, the higher the rotation speed of the hollow rotary shaft 55 to which the second sun gear 53 is fixed. Become. Therefore, at the time of running at the middle speed, the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 changes to the speed increasing side as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 changes to the reduction side (the rotation of the hollow rotary shaft 55). Speed increases). Conversely, as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is changed to the speed increasing side, the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 is changed to the speed reducing side (the rotation speed of the hollow rotary shaft 55 decreases). By changing the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 in this manner, the speed ratio of the entire continuously variable transmission is adjusted.
[0048]
Next, when the vehicle is running at a high speed (in the third mode), the second clutch 38 and the fourth clutch 44 are connected, and the first clutch 37, the third clutch 43, and the reverse clutch 63 are connected. Disconnect. In this state, when the starting clutch 19 is connected and the input shaft 1a is rotated, an arrow β shown in FIG. 2 As shown by, power is transmitted from the input shaft 1a to the output shaft 20a from the input shaft 1a to the output shaft 20a via a second power transmission mechanism 36 and a first planetary gear type transmission unit 34. introduce.
[0049]
That is, when the input shaft 1a rotates during middle-high speed traveling, the rotation is transmitted via the second power transmission mechanism 36 and the second clutch 38 to the first planetary gear type transmission unit 34 which constitutes the first planetary gear type transmission unit 34. To the ring gear 45. Then, the rotation of the first ring gear 45 is transmitted to the first sun gear 49 via the plurality of first planetary gears 50, 50, and the output shaft 20a to which the first sun gear 49 is fixed rotates. Let it. In this state, by changing the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 (changing the rotation speed of the hollow rotary shaft 55), the first planetary gear type transmission unit 34 is configured through the first power transmission mechanism 35. By changing the revolution speed of each of the first planetary gears 50, 50 supported by the first carrier 52, the speed ratio of the entire continuously variable transmission can be adjusted.
[0050]
That is, each of the first planetary gears 50 and 50 revolves in the same direction as the first ring gear 45 during the middle and high speed traveling. The lower the revolution speed of each of the first planetary gears 50, 50, the higher the rotation speed of the output shaft 20a to which the first sun gear 49 is fixed. Therefore, during such a medium-to-high speed running, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side as the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 changes to the speed reduction side (the rotation speed of the output shaft 20a decreases). Increase). Conversely, as the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 changes to the speed increasing side, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed reducing side (the rotation speed of the output shaft 20a decreases).
[0051]
In this case, the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 changes to the speed increasing side as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 changes to the reduction side. Conversely, as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is changed to the speed increasing side, the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 is changed to the speed reducing side. Therefore, as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is changed to the speed increasing side, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side. Conversely, the more the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is changed to the speed reduction side, the more the speed ratio of the entire continuously variable transmission is changed to the speed reduction side.
[0052]
During high-speed running (in the fourth mode), the second clutch 38 and the third clutch 43 are connected, and the first clutch 37, the fourth clutch 44, and the reverse clutch 63 are connected. Sever. In this state, when the starting clutch 19 is connected and the input shaft 1a is rotated, an arrow β is applied from the input shaft 1a to the output shaft 20a in FIG. 2 As shown by, power is transmitted from the input shaft 1a to the output shaft 20a via the second power transmission mechanism 36 and the first planetary gear type transmission unit 34.
[0053]
By changing the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33, the first power transmission mechanism 35 allows the first planetary gear type transmission unit 34 to support each of the first carrier 52 supported by the first carrier 52. By changing the revolution speed of the planetary gears 50, 50, the speed ratio of the entire continuously variable transmission can be adjusted. In this case, the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 changes to the speed increasing side as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 changes to the speed increasing side. Conversely, as the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 39 is changed to the speed reduction side, the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33 is changed to the speed reduction side. Therefore, the more the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is changed to the speed reduction side, the more the speed ratio of the entire continuously variable transmission is changed to the speed increasing side. Conversely, as the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 39 is changed to the speed increasing side, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed reducing side.
[0054]
Further, when the output shaft 20a is rotated in reverse to reverse the vehicle, the reverse clutch 63 and one of the third and fourth clutches 43 and 44 are engaged. At the same time, the connection between the first and second clutches 37 and 38 and the other clutch 44 (43) among the third and fourth clutches 43 and 44 is disconnected. In this state, with the connection of the reverse clutch 63, the first ring gear 45 constituting the first planetary gear type transmission unit 34 is fixed, and similarly, the first planetary gears 50, 50 While meshing with the first ring gear 45 and the first sun gear 49, it revolves around the first sun gear 49. Then, the first sun gear 49 and the output shaft 20a to which the first sun gear 49 is fixed move forward as described above (low speed, middle low speed, middle high speed, high speed running in the first to fourth modes). It rotates in the opposite direction to time.
[0055]
In this state, by changing the speed ratio of the continuously variable transmission unit 33, the (reverse rotation) speed ratio of the entire continuously variable transmission can be adjusted. That is, when the third clutch 43 of the third and fourth clutches 43 and 44 of the continuously variable transmission unit 33 is connected and the connection of the fourth clutch 44 is cut off, the reverse low-speed traveling (the 5), the speed ratio of the entire continuously variable transmission is changed to (reverse rotation) by changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 39 to the speed increasing side, as in the case of the (forward) low-speed traveling described above. ) Change to the speed increasing side (increase the rotation speed of the output shaft 20a in the reverse direction). Conversely, by changing the transmission ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 to the reduction side, the transmission ratio of the entire continuously variable transmission is changed to the (reverse rotation) reduction side (the rotation speed of the output shaft 20a is reversed). Direction).
[0056]
In addition, when the fourth clutch 44 of the third and fourth clutches 43 and 44 constituting the continuously variable transmission unit 33 is connected and the connection of the third clutch 43 is cut off, the reverse high-speed traveling (the 6), the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 39 is changed to the deceleration side in the same manner as in the case of the (forward) middle low-speed traveling described above, thereby changing the speed ratio of the entire continuously variable transmission to (reverse rotation). ) Change to the speed increasing side. Conversely, by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 to the speed increasing side, the speed ratio of the entire continuously variable transmission is changed to the (reverse rotation) reduction side.
[0057]
FIG. 3 shows that the rotational speed of the input shaft 1a of the toroidal type continuously variable transmission 39 is constant (2000 mini). -1 ) Shows an example of the relationship between the speed ratio (speed increase ratio) of the toroidal type continuously variable transmission 39 and the speed ratio (speed increase ratio) and the rotation speed of the entire continuously variable transmission. . The vertical axis of FIG. 3 represents the rotation speed of the input shaft 1a and the output shaft 20a of the continuously variable transmission and the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 39, and the horizontal axis represents the entire continuously variable transmission. The gear ratios are respectively shown. Table 2 below shows the gear ratios (reduction ratios) of the components constituting the continuously variable transmission of this embodiment.
[0058]
[Table 2]
Figure 2004116542
[0059]
3 indicates the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 during low-speed traveling (first mode), and the chain line B indicates the speed ratio during medium-low speed traveling (second mode). A chain line C indicates a speed ratio during middle-high speed running (third mode), and a chain line D indicates a speed ratio during high speed running (fourth mode). The solid line E in FIG. 3 indicates the rotational speed (2000 mini) of the input shaft 1a of the toroidal type continuously variable transmission 39. -1 ), The solid line indicates the rotational speed of the output shaft 20a of the continuously variable transmission.
[0060]
As is apparent from FIG. 3, during low-speed traveling as the first mode, the speed ratio of the entire continuously variable transmission increases as the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 39 changes to the speed increasing side. It changes to the fast side. Next, when the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is switched to the middle speed mode, which is the second mode, when the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is about 2.0, the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is changed to the reduction side. As the speed is increased, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side. Then, when the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is switched to the medium or high speed running which is the third mode when the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is about 0.5, the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is increased. As the speed is changed, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side. Further, when the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is switched to the high speed running which is the fourth mode when the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is about 2.0, the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 39 is changed to the reduction side. Thus, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side.
[0061]
According to the continuously variable transmission of the present embodiment configured as described above, a large speed ratio width can be secured only by this continuously variable transmission.
[Table 3]
Figure 2004116542
[0062]
That is, as shown in Table 3 above, when the toroidal type continuously variable transmission 39 has the same speed ratio width as the conventional one, the speed ratio width of the entire continuously variable transmission is smaller than that of the conventional one. Can be secured large. Specifically, the gear ratio width of the conventional continuously variable transmission 39 is about 1.8 to 1.9 times that of the conventional continuously variable transmission shown in FIGS. It can be increased to about 3.2 to 3.3 times in comparison. For this reason, since it is possible to perform each traveling from low-speed traveling to high-speed traveling in a state in which the engine efficiency is good, fuel efficiency can be improved. In addition, since the auxiliary transmission can be incorporated into an off-road vehicle or a vehicle for construction equipment without the need for the auxiliary transmission, the automatic transmission incorporated in such a vehicle can be reduced in size, weight and transmission efficiency. .
[0063]
On the other hand, in the case where the speed ratio width of the continuously variable transmission is set to be the same as the conventional one, the speed ratio width of the toroidal type continuously variable transmission 39 may be small. Therefore, the size and weight of the continuously variable transmission can be reduced based on the reduced diameter of both the input side and output side disks 2 and 5 constituting the toroidal type continuously variable transmission 39. In addition, such a reduction in the diameter of both the input side and output side disks 2 and 5 can reduce the processing area of the traction surface, thereby reducing the processing cost. Also, by reducing the gear ratio width, the fluctuation of the pressing force required for the traction portion between the input side and output side disks 2 and 5 and the power roller 6 can be reduced. Therefore, even when the pressing device 10 is of a loading cam type, the region where the pressing force is excessive can be narrowed. For this reason, it is easy to ensure the durability of the input side and output side disks 2 and 5 and the power roller 6, and the structure is simpler and simpler than the hydraulic pressing device 10a shown in FIG. It is also possible to reduce the manufacturing cost based on the development.
[0064]
In the case of this example, as shown in Table 2 above, the ratio of the gear ratio (third gear ratio) between the third power transmission mechanism 41 and the fourth power transmission mechanism 42 constituting the continuously variable transmission unit 33 is also shown. (The gear ratio of the power transmission mechanism 41 / the gear ratio of the fourth power transmission mechanism 42) is substantially the same as the reciprocal of the minimum reduction ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 39 (1 / 0.5 = 2.0). I have. At the same time, the ratio of the speed ratio between the first power transmission mechanism 35 and the second power transmission mechanism 36 that constitute the continuously variable transmission (the speed ratio of the first power transmission mechanism 35 / the second power transmission mechanism 35). The speed ratio of the transmission mechanism 36 is set to be substantially the same as the reciprocal of the minimum speed reduction ratio of the continuously variable transmission unit 33 (1 / 0.57 = 1.75). The reason for such restriction is to enable the mode switching to be performed smoothly while effectively utilizing the speed ratio width of the toroidal type continuously variable transmission, and to reduce the shift shock.
[0065]
In the case of the present example, a continuously variable transmission unit 33 including a toroidal type continuously variable transmission 39 and a (second) planetary gear type transmission unit 40 is added to another (first) planetary gear type transmission unit 34. And a continuously variable transmission. In other words, the continuously variable transmission includes a toroidal-type continuously variable transmission and two planetary gear type transmission units. By combining such a continuously variable transmission with another planetary gear type transmission unit, a continuously variable transmission comprising one toroidal type continuously variable transmission and three or more planetary gear type transmission units is to be provided. Is also possible. The point is that the number of planetary gear-type transmission units to be combined with the toroidal-type continuously variable transmission may be determined in consideration of the required gear ratio width, the magnitude of the transmission power, and the like.
[0066]
Further, in the case of this example, a case where a toroidal type continuously variable transmission is used as the continuously variable transmission is shown, but instead of such a toroidal type continuously variable transmission, a belt type continuously variable transmission is used. It is also possible to use other types of continuously variable transmissions. That is, in the case of a (frictional) continuously variable transmission such as a toroidal type continuously variable transmission or a belt type continuously variable transmission, it is difficult to secure transmission efficiency (transmittable power) as compared with a gear type transmission. Therefore, like the continuously variable transmission of the present invention, a structure that can reduce the power passing through the continuously variable transmission in the speed increasing state and increase the power passing through the planetary gear type transmission unit having high transmission efficiency, in other words, If the transmission is incorporated in a structure that can reduce the transmission power of the continuously variable transmission in the speed increasing state, the application range of various continuously variable transmissions such as the toroidal-type continuously variable transmission and the belt-type continuously variable transmission can be expanded.
[0067]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured and operates as described above, it can contribute to the realization of a small and lightweight continuously variable transmission having a large speed ratio width.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic sectional view showing an example of an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a block diagram equivalent to the structure of this example.
FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission and the rotational speed of the input shaft as well as the rotational speed of the output shaft of the entire continuously variable transmission in the structure of this example.
FIG. 4 is a sectional view showing an example of a conventionally known toroidal type continuously variable transmission.
FIG. 5 is a schematic cross-sectional view showing an example of a conventionally known continuously variable transmission that is formed by combining a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission unit.
FIG. 6 is a block diagram equivalent to the structure of this example.
[Explanation of symbols]
1, 1a Input shaft
2 Input side disk
3 Ball spline
4, 4a output gear
5 Output side disk
6 Power rollers
7 trunnion
8 Support shaft
9 Drive shaft
10, 10a Pressing device
11 Toroidal type continuously variable transmission
12 planetary gear type transmission unit
13 Ring gear
14 Support plate
15 Transmission shaft
16 High speed clutch
17 Engine
18 crankshaft
19 Starting clutch
20, 20a Output shaft
21 Sun gear
22 planetary gear
23a, 23b planetary gear elements
24 career
25 Power transmission mechanism
26 Transmission shaft
27a, 27b sprocket
28 chains
29 First gear
30 Second gear
31 Low speed clutch
32 Reverse clutch
33 continuously variable transmission unit
34 First Planetary Gear Type Transmission Unit
35 First power transmission mechanism
36 Second power transmission mechanism
37 First clutch
38 Second clutch
39 Toroidal continuously variable transmission
40 Second planetary gear type transmission unit
41 Third power transmission mechanism
42 Fourth power transmission mechanism
43 Third clutch
44 Fourth clutch
45 First ring gear
46 Support plate
47 First transmission shaft
48 Second transmission shaft
49 First Sun Gear
50 First planetary gear
51 planetary gear element
52 First Career
53 Second Sun Gear
54 Third transmission shaft
55 hollow rotary shaft
56 Second ring gear
57 Second Planetary Gear
58 planetary gear element
59 Second Career
60 Fourth transmission shaft
61 Support plate
62 Housing
63 Reverse clutch

Claims (1)

駆動源に繋がってこの駆動源により回転駆動される入力軸と、この入力軸の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸と、無段変速ユニットと、第一の遊星歯車式変速ユニットと、第一、第二の動力伝達機構と、第一のモード切換手段とを備え、
このうちの無段変速ユニットは、トロイダル型無段変速機と第二の遊星歯車式変速ユニットと第三、第四の動力伝達機構と第二のモード切換手段とを組み合わせて成るものであり、
上記第一の動力伝達機構は、上記入力軸に入力された動力を上記無段変速ユニットを介して上記出力軸に伝達するものであり、
上記第二の動力伝達機構は、上記入力軸に入力された動力を上記無段変速ユニットを介する事なく上記出力軸に伝達するものであり、
上記無段変速ユニットを構成する上記第三の動力伝達機構は、上記入力軸に入力された動力を上記トロイダル型無段変速機を介して上記第一の動力伝達機構に伝達するものであり、
同じく上記第四の動力伝達機構は、上記入力軸に入力された動力を上記トロイダル型無段変速機を介する事なく上記第一の動力伝達機構に伝達するものであり、
上記第一の遊星歯車式変速ユニットは、第一の太陽歯車とこの第一太陽歯車の周囲に配置した第一のリング歯車との間に設けられ、この第一の太陽歯車と同心に且つ回転自在に支持した第一のキャリアに回転自在に支持された第一の遊星歯車を、上記第一の太陽歯車と第一のリング歯車とにそれぞれ噛合させて成るものであり、上記第一の動力伝達機構を通じて送られる動力と上記第二の動力伝達機構を通じて送られる動力とを、上記第一の太陽歯車と上記第一のリング歯車と上記第一のキャリアとのうちの２個の部材に伝達自在とすると共に、これら第一の太陽歯車と第一のリング歯車と第一のキャリアとのうちの残りの１個の部材に上記出力軸を結合しており、
上記無段変速ユニットを構成する上記第二の遊星歯車式変速ユニットは、第二の太陽歯車とこの第二の太陽歯車の周囲に配置した第二のリング歯車との間に設けられ、この第二の太陽歯車と同心に且つ回転自在に支持した第二のキャリアに回転自在に支持された第二の遊星歯車を、上記第二の太陽歯車と第二のリング歯車とにそれぞれ噛合させて成るものであり、上記第三の動力伝達機構を通じて送られる動力と上記第四の動力伝達機構を通じて送られる動力とを、上記第二の太陽歯車と上記第二のリング歯車と上記第二のキャリアとのうちの２個の部材に伝達自在とすると共に、これら第二の太陽歯車と第二のリング歯車と第二のキャリアとのうちの残りの１個の部材に上記第一の動力伝達機構を結合しており、
上記第一のモード切換手段は、上記入力軸に入力された動力が、上記第一の動力伝達機構と上記第二の動力伝達機構とを通じて上記第一の遊星歯車式変速ユニットに送られる状態を切り換えるものであり、
上記無段変速ユニットを構成する上記第二のモード切換手段は、上記第三の動力伝達機構と上記第四の動力伝達機構とを通じて上記第二の遊星歯車式変速ユニットに送られる状態を切り換えるものであり、
これら第一、第二のモード切換手段は、上記第一の動力伝達機構及び上記第三の動力伝達機構で動力の伝達を行なう第一のモードと、上記第一の動力伝達機構及び上記第三の動力伝達機構と第四の動力伝達機構との双方で動力の伝達を行なう第二のモードと、上記第一の動力伝達機構と上記第二の動力伝達機構との双方及び上記第三の動力伝達機構と第四の動力伝達機構との双方で動力の伝達を行なう第三のモードと、上記第一の動力伝達機構と上記第二の動力伝達機構との双方及び上記第三の動力伝達機構とで動力の伝達を行なう第四のモードとの切換を行なうものである
無段変速装置。An input shaft connected to a drive source and rotationally driven by the drive source, an output shaft for extracting power based on the rotation of the input shaft, a continuously variable transmission unit, a first planetary gear type transmission unit, A first and second power transmission mechanism, and a first mode switching means,
Among these, the continuously variable transmission unit is a combination of a toroidal-type continuously variable transmission, a second planetary gear type transmission unit, a third and fourth power transmission mechanism, and a second mode switching means,
The first power transmission mechanism transmits the power input to the input shaft to the output shaft via the continuously variable transmission unit,
The second power transmission mechanism transmits the power input to the input shaft to the output shaft without passing through the continuously variable transmission unit,
The third power transmission mechanism that constitutes the continuously variable transmission unit transmits power input to the input shaft to the first power transmission mechanism via the toroidal-type continuously variable transmission.
Similarly, the fourth power transmission mechanism transmits the power input to the input shaft to the first power transmission mechanism without passing through the toroidal-type continuously variable transmission,
The first planetary gear-type transmission unit is provided between a first sun gear and a first ring gear disposed around the first sun gear, and is concentric with the first sun gear and rotates. A first planetary gear rotatably supported by a freely supported first carrier is meshed with the first sun gear and the first ring gear, respectively, and the first power The power transmitted through the transmission mechanism and the power transmitted through the second power transmission mechanism are transmitted to two members of the first sun gear, the first ring gear, and the first carrier. And the output shaft is coupled to the remaining one of the first sun gear, the first ring gear, and the first carrier,
The second planetary gear type transmission unit constituting the continuously variable transmission unit is provided between a second sun gear and a second ring gear disposed around the second sun gear, and A second planetary gear rotatably supported by a second carrier rotatably supported concentrically with the second sun gear is meshed with the second sun gear and the second ring gear, respectively. The power transmitted through the third power transmission mechanism and the power transmitted through the fourth power transmission mechanism, the second sun gear, the second ring gear, and the second carrier. Of the second sun gear, the second ring gear, and the second carrier, and the first power transmission mechanism is attached to the remaining one of the second sun gear, the second ring gear, and the second carrier. Coupled
The first mode switching means sets a state in which the power input to the input shaft is sent to the first planetary gear type transmission unit through the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism. To switch,
The second mode switching means constituting the continuously variable transmission unit switches a state transmitted to the second planetary gear type transmission unit through the third power transmission mechanism and the fourth power transmission mechanism. And
The first and second mode switching means include a first mode in which power is transmitted by the first power transmission mechanism and the third power transmission mechanism, and a first mode in which power is transmitted by the first power transmission mechanism and the third mode. A second mode in which power is transmitted by both the first power transmission mechanism and the fourth power transmission mechanism, and both the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism and the third power transmission mechanism. A third mode in which power is transmitted by both the transmission mechanism and the fourth power transmission mechanism, both the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism, and the third power transmission mechanism A continuously variable transmission that switches between a fourth mode and a fourth mode in which power is transmitted.
JP2002276740A 2002-09-24 2002-09-24 Continuously variable transmission Expired - Fee Related JP4029706B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2002276740A JP4029706B2 (en) 2002-09-24 2002-09-24 Continuously variable transmission

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2002276740A JP4029706B2 (en) 2002-09-24 2002-09-24 Continuously variable transmission

Publications (3)

Publication Number Publication Date
JP2004116542A true JP2004116542A (en) 2004-04-15
JP2004116542A5 JP2004116542A5 (en) 2005-10-06
JP4029706B2 JP4029706B2 (en) 2008-01-09

Family

ID=32272540

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2002276740A Expired - Fee Related JP4029706B2 (en) 2002-09-24 2002-09-24 Continuously variable transmission

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP4029706B2 (en)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2009085285A (en) * 2007-09-28 2009-04-23 Equos Research Co Ltd Continuously variable transmission
WO2016010146A1 (en) * 2014-07-18 2016-01-21 三菱重工コンプレッサ株式会社 Variable electric motor system and electrically powered device
US10544862B2 (en) 2015-09-04 2020-01-28 Mitsubishi Heavy Industries Compressor Corporation Starting method for variable speed accelerator and starting control device for variable speed accelerator
US11025180B2 (en) 2016-06-15 2021-06-01 Mitsubishi Heavy Industries Compressor Corporation Variable speed accelerator

Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2009085285A (en) * 2007-09-28 2009-04-23 Equos Research Co Ltd Continuously variable transmission
WO2016010146A1 (en) * 2014-07-18 2016-01-21 三菱重工コンプレッサ株式会社 Variable electric motor system and electrically powered device
JPWO2016010146A1 (en) * 2014-07-18 2017-04-27 三菱重工コンプレッサ株式会社 Variable motor system and electric device
JPWO2016009668A1 (en) * 2014-07-18 2017-05-25 三菱重工コンプレッサ株式会社 Variable motor system and its electric apparatus
US10177692B2 (en) 2014-07-18 2019-01-08 Mitsubishi Heavy Industries Compressor Corporation Variable electric motor system and electrically powered device
US10454394B2 (en) 2014-07-18 2019-10-22 Mitsubishi Heavy Industries Compressor Corporation Rotational driving force imparting device and electric motor device for the same
US10601347B2 (en) 2014-07-18 2020-03-24 Mitsubishi Heavy Industries Compressor Corporation Variable electric motor system and electrically powered device thereof
US10544862B2 (en) 2015-09-04 2020-01-28 Mitsubishi Heavy Industries Compressor Corporation Starting method for variable speed accelerator and starting control device for variable speed accelerator
US11025180B2 (en) 2016-06-15 2021-06-01 Mitsubishi Heavy Industries Compressor Corporation Variable speed accelerator

Also Published As

Publication number Publication date
JP4029706B2 (en) 2008-01-09

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP3896958B2 (en) Continuously variable transmission
JP3832424B2 (en) Continuously variable transmission
JP4062809B2 (en) Continuously variable transmission
JP4867540B2 (en) Continuously variable transmission
JP4151300B2 (en) Continuously variable transmission
JP2006308039A (en) Continuously variable transmission
JPH11280867A (en) Continously variable transmission
JP4029706B2 (en) Continuously variable transmission
JP5061647B2 (en) Continuously variable transmission
JP4696770B2 (en) Continuously variable transmission
JP3674264B2 (en) Continuously variable transmission
JP3702598B2 (en) Half toroidal continuously variable transmission
JP4178848B2 (en) Continuously variable transmission
JP2007051695A (en) Vehicle driving device
JP4288987B2 (en) Continuously variable transmission
JP4007136B2 (en) Continuously variable transmission
JP2003314661A (en) Continuously variable transmission
JP4797860B2 (en) Continuously variable transmission
JP2004239301A (en) Continuously variable transmission
JP2001289303A (en) Continuously variable transmission
JP4894698B2 (en) Continuously variable transmission
JP2004239302A (en) Continuously variable transmission
JP4144166B2 (en) Continuously variable transmission for pumping pump or generator
JP2007032748A (en) Toroidal-type continuously variable transmission
KR0122117B1 (en) Stepless transmission

Legal Events

Date Code Title Description
A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20050524

A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20050524

RD04 Notification of resignation of power of attorney

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7424

Effective date: 20060703

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20070828

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20070925

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20071008

R150 Certificate of patent (=grant) or registration of utility model

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20101026

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111026

Year of fee payment: 4

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111026

Year of fee payment: 4

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20121026

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20121026

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20131026

Year of fee payment: 6

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees